Нормирование показателей качества деталей машин и стандартные соединения

с.1 лист.cdw

Схемы полей допусков
КГСХА.2.12.221700.62.
Посадки колец подшипников качения

c.3 лист.cdw

Резьбовое соединениеM30-
Резьбовое соединение
КГСХА.2.12.221700.62

курсовая.doc

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Курская государственная сельскохозяйственная академия
имени профессора И.И. Иванова»
Факультет инженерный
Кафедра стандартизации и оборудования перерабатывающих производств
по дисциплине «Взаимозаменяемость»
Тема: «Нормирование показателей качества деталей машин»
Студент группы СТ105
Старший преподаватель
Министерство сельского хозяйства Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
имени профессора И.И.Иванова»
Кафедра «Стандартизация и оборудование перерабатывающих
К КУРСОВОЙ РАБОТЕ ПО ДИСЦИПЛИНЕ:
«ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ»
Студента 2 курса СТ-105 группы инженерного факультета
Подкопаевой Марины Викторовны
Выбрать посадки гладких цилиндрических соединений для которых указаны
размерные линии на сборочном чертеже.
Рассчитать параметры посадок гладких цилиндрических соединений: верхнее
и нижнее отклонения вала и отверстия предельные размеры и допуски
деталей характеристики посадки
Посадка с зазором: 130[pic] Переходная посадка:
Рассчитать и выбрать посадку с натягом определить ее параметры
Материалы деталей: Сталь 40Х Чугун
Крутящий момент: Мкр = 4500 Нм
Рассчитать и выбрать посадки для подшипника качения № 211
Перегрузка до 200 % Радиальная нагрузка: FR = 2.5 кН
Выбрать посадку резьбового соединения и рассчитать ее параметры
Резьба: М 22 Шаг резьбы: Р = 3
Поля допусков: d 6g D2 6H d2 6g D1 7H
Выбрать посадки шпоночного соединения и рассчитать их параметры
Диаметр вала: d 24 Тип шпонки: Сегментная
Условия работы: Большие нагрузки Вид соединения: Нормальное
Выбрать посадки шлицевого соединения и рассчитать их параметры
Ширина шлица: b 5 Серия соединения: Тяжелая
Вид центрирования: b Точность центрирования
Вид соединения: Неподвижное
Рассчитать размерную цепь методом полной взаимозаменяемости
Срок представления к защите: 20 мая 2012 г.
Задание принято к исполнению « » 2012
ЗАДАНИЕ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ ГРАФИЧЕСКОЙЧАСТИ
Объем графической части составляет 4 листа формата А3
Лист: Сборочный чертеж п
Необходимо изобразить сборочный чертеж – задание к курсовой работе –
с указанием выбранных и рассчитанных посадок гладких цилиндрических
соединений и стандартных деталей а также обозначить звенья размерной цепи
с заданными номинальными размерами и их рассчитанными отклонениями.
Лист: Схемы полей допусков гладких соединений п
Необходимо изобразить схемы полей допусков для посадок гладких
цилиндрических соединений (посадка с зазором посадка с натягом
переходная посадка) – по данным решения заданий 2 и 3 а также изобразить
наружное и внутреннее кольца подшипника со схемами полей допусков для их
посадок – по данным решения задания 4. Для каждого соединения необходимо
указать: номинальный диаметр предельные отклонения обеих деталей
наибольший и наименьший предельные размеры допуски деталей
характеристики посадки.
Лист: Схемы полей допусков стандартных соединений п
Необходимо изобразить шпоночное соединение (сопряжение деталей) и
шлицевое соединение (сопряжение деталей) с указанием всех необходимых
размеров с их отклонениями а также выбранных и рассчитанных посадок – по
данным решения заданий 6 и 7. Также необходимо изобразить схемы полей
допусков для посадок: шпонка-вал шпонка-втулка внутренний диаметр
шлицевого соединения наружный диаметр шлицевого соединения и ширина
шлица – с указанием номинального размера предельных отклонений обеих
деталей наибольшего и наименьшего предельного размера допусков деталей и
характеристик посадок.
Лист: Резьбовое соединение. Размерная цепь п
Необходимо изобразить схему полей допусков резьбового соединения
(сопряжение деталей) с указанием всех необходимых параметров и размеров с
их отклонениями: среднего наружного и внутреннего диаметров шага резьбы
предельных отклонений обеих деталей и допусков деталей по всем диаметрам –
по данным решения задания 5. Необходимо подписать наименование деталей
(«гайка» «болт») с указанием их стандартного обозначения. Также
необходимо изобразить схему размерной цепи с указанием буквенного
наименования составляющих и замыкающего звеньев. Ниже необходимо
расшифровать каждый размер в буквенной форме записав его номинальный
размер с отклонениями – по данным решения задания 8.
Примечание. Сопряжения деталей и поля допусков должны быть выполнены
Данная курсовая работа по дисциплине «Взаимозаменяемость» написана
на тему «Нормирование показателей качества деталей машин»
Цель курсовой работы - освоить принципы выбора расчета и назначения
по-садок гладких цилиндрических стандартных и других соединений а также
основы выполнения чертежей сборочных деталей и схематического изображения
допусков и посадок соединений.
Курсовая работа состоит из пояснительной записки и графической
части. Объем пояснительной записки составляет 48 листа формата А4. В ней
произведен расчет параметров посадок гладких соединений: посадки с
натягом посадки с зазором переходной посадки; выбраны и рассчитаны
посадки для подшипника качения №211 для шпоночного и шлицевого
соединений а также произведен расчет параметров резьбового соединения.
Объем графической части составляет 4 листа формата A3. На листе 1
изображен сборочный чертеж с указанием выбранных и рассчитанных посадок
гладких цилиндрических и стандартных деталей. На листе 2 изображены схемы
полей допусков для посадок гладких цилиндрических соединений (посадка с
зазором посадка с натягом переходная посадка) по данным решения заданий
и 3 а также изображены наружное и внутреннее кольца подшипника со
схемами полей допусков для их посадок - по данным решения задания 4. Для
каждого соединения указаны: номинальный диаметр предельные отклонения
обеих деталей наибольший и наименьший предельные размеры допуски
деталей характеристики посадки.
Расчет параметров посадок с зазором 7
Расчет параметров переходных посадок ..10
Выбор и расчет посадки с натягом 16
Выбор и расчет параметров подшипника качения 21
Выбор и расчет посадок шпоночного соединения 28
Выбор и расчет посадок шлицевого соединения 36
Выбор и расчет параметров резьбового соединения ..41
Расчет размерной цепи на максимум-
Список использованных источников 54
Точность большинства изделий машиностроения является важнейшей
характеристикой их качества. Современные мощные и высокоскоростные машины
не могут функционировать при недостаточной точности деталей и их сборки.
Вследствие неточности технологического оборудования погрешностей и износа
инструмента и приспособлений силовой и температурной деформации
технологической системы а так же из-за ошибок рабочего и других причин
действительные значения геометрических механических и других параметров
деталей и изделий могут отличатся от расчетных (заданных) т.е. могут
иметь погрешность. Обеспечения качества деталей машин необходимо для
создания работоспособных и конкурентно-способных машин. Точность сборки
призвана обеспечивать соответствие действительным значениям параметров
изделия значениям заданных в технической документации. В связи с чем
возникает необходимость в нормировании показателей точностей деталей
Расчет параметров посадки с зазором
1 Основные теоретические сведения
Посадка с зазором – посадка при которой обеспечивается зазор в
соединении. В такой посадке поле допуска отверстия расположено над полем
допуска вала. К посадкам с зазором относят также и так называемые
скользящие посадки в которых нижняя граница поля допуска отверстия
совпадает с верхней границей поля допуска вала. Посадки с зазором
предназначены для подвижных и неподвижных соединений деталей. В подвижных
соединениях зазор служит для обеспечения свободы перемещения слоя смазки
компенсации температурных деформаций а также компенсации отклонений
формы и расположения поверхностей погрешности сборки. В неподвижных
соединениях посадки с зазором применяются для обеспечения
беспрепятственной сборки деталей. Их относительная неподвижность
обеспечивается дополнительными креплениями (шпонками винтами болтами и
Посадки Ch — с большими зазорами. Применяются в
основном в грубых квалитетах (11-й 12-й) для конструкций малой точности
где большие зазо-ры необходимы для компенсации отклонений расположения
сопрягаемых поверх-ностей.
Посадка B11h11 — крышки подшипников фланцевые соединения валы в
подшипниках сельскохозяйственных машин буферные тарелки собачки
пусковых рычагов валы тормозных тяг и другие детали на осях
центрирующие фланцы зо-лотникового цилиндра в корпусе паровой машины
соединения деталей под при-пой.
2 Расчет параметров посадки с зазором [pic]
2.1 Определяем предельные размеры отверстия 130 B11 [pic][1 с.
Наибольший предельный размер отверстия Dmax мм:
где D – номинальный диаметр мм;
ES – верхнее предельное отклонение для отверстия мм.
Наименьший предельный размер отверстия Dmin мм:
EI –нижнее предельное отклонение для отверстия мм.
Определим допуск отверстия TD мм:
Dmin - наименьший предельный размер отверстия мм.
Определяем средний диаметр Ес мм:
Определяем предельные размеры вала 130 h11 [pic] [1 с. 8 ]:
Наибольший предельный размер вала d max мм:
es – верхнее предельное отклонение для вала мм.
Наименьший предельный размер вала d min мм:
где D - номинальный диаметр;
ei - нижнее предельное отклонение для вала мм.
Определяем допуск вала Td мм:
d min - наименьший предельный размер вала.
Определяем средний диаметр ес мм:
2.3 Определяем характеристики посадки [1 с. 9]:
Определяем наибольший зазор Smax мм:
где ES - верхнее предельное отклонение для отверстия мм;
Определяем наименьший зазор Smin мм:
где EI –нижнее предельное отклонение для отверстия мм;
Допуск посадки – допуск зазора T(S) мм:
Расчет параметров переходной посадки
Переходная посадка – посадка при которой возможно как зазора так
и натяга. В такой посадке поля допусков отверстия и вала полностью или
частично перекрывают друг друга. Наибольший зазор переходной посадки
часто представляется в виде отрицательного наименьшего натяга. Переходные
посадки предназначены для неподвижных но разъемных соединений деталей и
обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей.
Посадки Kh — «напряженные». Наиболее характерный и
применяемый тип переходных посадок. Вероятности получения натягов и
зазоров в соединении примерно одинаковые. Однако из-за влияния отклонений
формы особенно при большой длине соединения (свыше двух-трех диаметров)
зазоры в большинстве случаев не ощущаются. Сборка и разборка производится
без значительных усилий например при помощи ручных молотков. Небольшой
натяг получающийся в боль-шинстве соединений достаточен для
центрирования деталей и предотвращения их вибраций в подвижных узлах при
вращении со средними скоростями.
Посадка H7k6 — предпочтительная. Зубчатые колеса на валах
станков и других машин шкивы маховики рычаги и неразъемные эксцентрики
на валах съемные муфты на валах средних электромашин втулки в головках
шатуна тракторного двигателя подшипниковые щитки в корпусах крановых
электродви- гателей грандбуксы и подшипниковые втулки в корпусах;
втулки закрепляемые в ступицах вращающихся на валах зубчатых колес и др.
2 Расчет параметров переходной посадки [pic]
Определяем предельные размеры отверстия 55 Н7[pic]:
Наибольший предельный размер отверстия(1.1):
Наименьший предельный размер отверстия (1.2):
Определим допуск отверстия (1.3):
Определяем средний диаметр (1.4) :
2.2 Определяем предельные размеры вала 55 k6[pic]:
Наибольший предельный размер вала (1.5):
Наименьший предельный размер вала (1.6):
Определяем допуск вала(1.7) :
Определяем средний диаметр (1.8):
2.3 Определяем характеристики посадки:
Определяем наибольший зазор (1.9):
Определяем наименьший зазор (1.10):
Определим средний зазор Sc мм [1 с. 9]:
Допуск посадки – допуск зазора (1.11):
Определим наибольший натяг Nmax мм [1 с. 9]:
где es – верхнее предельное отклонение для вала мм;
Определим наименьший натяг Nmin мм:
Определим средний натяг Nc мм:
При расчете вероятностей натягов и зазоров обычно исходят из норм
закона размеров деталей. Распределение зазоров и натягов также будет
подчиняться нормальному закону а вероятность их получения определяется с
помощью интегрирования функции вероятности Ф(z) [2 с. 221]:
TD – допуск отверстия мм;
Td - допуск вала мм.
При средних значениях размеров отверстия и вала получается зазор (рисунок
Рисунок 2.1 – Вероятность получения соединений с зазором и натягом
Заштрихованная площадь под кривой характеризует вероятность получения
соединения с зазором. Вычислим вероятность того что значение зазора
(натяга) находится в пределах от 0 до -55 мкм. (от 0 до 55 мкм.) то
есть найдем площадь ограниченную линией симметрии кривой и ординатой
расположенной на расстоянии 6 мкм от линии симметрии.
Определим предел интегрирования z [2 с. 340]:
Вычислим вероятность получения зазора Р'[pic]% [2 с. 221]:
где Ф(z) – значение интеграла функции.
Вычислим вероятность получения натяга Р's%:
Определим среднеквадратичное значение для отверстия и вала:
TD - допуск отверстия мм.
Td – допуск вала мм.
Отклонение посадки [pic] мм:
При средних значениях размеров получаем:
ТN[pic] и Тs[pic] - вероятностные допуски
Определим вероятностный предельный зазор:
Выбор и расчет посадки с натягом
Посадки с натягом предназначены для получения неподвижных неразъемных
соединений без дополнительного крепления деталей передающих крутящий мо-
мент осевую силу или совместное их воздействие. Относительная
неподвижность обеспечивается за счет сил сцепления (трения) возникающих
на контактирующих поверхностях вследствие их деформаций создаваемых
При одном и том же натяге прочность соединения зависит от материала и
размеров деталей шероховатости поверхностей способа соединения деталей
условий нагрева и охлаждения и т.д. ввиду такого многообразия исходных
факторов выбор посадки следует проводить не только по аналогии с
известными соединениями но и на основе расчетов натягов.
Натяг в неподвижном соединении должен быть таким чтобы гарантировал
неподвижность деталей и при этом не вызывал разрушения их при сборке.
В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации
контактных поверхностей но в ряде посадок с натягом особенно при
относительно больших натягах или в соединениях деталей изготовленных из
легких сплавов и пластмасс возникают упруго-пластические деформации
(пластические деформации в одной или обеих деталях распространяются не на
всю толщину материала) или пластические деформации распространяющиеся на
всю толщину материала. Применение таких посадок во многих случаях возможно
2 Расчет и выбор посадок с натягом
Таблица 3.1 – Исходные данные
Крутящий момент Мкр Нм 4500000
Номинальный диаметр соединения d мм 0145
Внутренний диаметр вала d1 м 0000 Сталь 40X
Наружный диаметр втулки d2 м 0200 Чугун СЧ 28-48
Длина соединения l м 0040
Модуль упругости материала вала Е1 Па 206*10^11 206000000000000
Модуль упругости материала втулки Е2 Па 12*10^11 120000000000000
Удельный предел текучести материала вала т1 333*10^8 333000000000
Удельный предел текучести материала втулки 274*10^8 274000000000
Коэффициент трения f 0140
Коэффициент Пуассона для материала вала 1 0300
Коэффициент Пуассона для материала втулки 2 0250
Параметр шероховатости материала вала Rzd1 3200
Параметр шероховатости материала втулки Rzd2 6300
Коэффициент - величина смятия микронеровностей0350
2.1 Определим значение минимального расчетного натяга Nmin мм [2
dH – номинальный диаметр соединения м;
C1 и C2 – коэффициенты Ляме;
E1 – модуль упругости материала вала Нм²;
E2 – модуль упругости материала втулки Нм².
При расчете посадки с натягом определяется требуемое минимальное
давление Pmin МПа на контактирующих поверхностях сопряжения при
нагрузках крутящим моментом М[pic] продольной осевой R[pic]или их
совместным воздействием [2 с.223]:
где Мкр – крутящийся момент Н*м;
Roc – продольная осевая сила Н;
f – коэффициент трения при продольном смещении.
Определяем коэффициент Ляме С1 по формуле [2 с.223]:
d1 - внутренний диаметр вала м;
D - номинальный диаметр соединения м.
Определяем коэффициент Ляме С2 по формуле [2 с.223]:
d2 - наружный диаметр втулки м;
Минимальный натяг Nmin мкм равен:
2.2 Определим наибольшие допустимые значения на поверхности вала и
втулки соответствующие отсутствию пластической деформации на контрольной
поверхности [2 с. 224]:
На поверхности вала [pic] МПа:
На поверхности втулки [pic] МПа:
При расчетах наибольшего расчетного натяга мы выбираем меньшее из
двух значений [pic] что соответствует отсутствию пластической деформации
на поверхности детали из более пластичного материала т. е.
2.3 Определим значение наибольшего расчетного натяга Nmax мкм [2
На прочность соединения вала и отверстия оказывает существенное
влияние высота микронеровностей. Для расчета компенсации влияния
микронеровностей воспользуемся следующей формулой [3 с.68]:
где Rzd1 и Rzd2 – параметры шероховатости поверхности втулки и вала
K1 и K2 – коэффициенты учитывающие высоту смятия неровностей
отверстия втулки и вала [2 с.225]:
Определим величину натяговNmax рас и Nmin рас мкм для выбора
Выберем стандартную посадку по таблицам ГОСТ 25347-82 –
Выбор и расчет параметров подшипника качения
Подшипники качения – наиболее распространенные стандартные
сборочные единицы изготавливаемые на специализированных заводах. Они
обладают полной внешней взаимозаменяемостью по присоединительным
поверхностям определяемым наружным диаметром D наружного кольца и
внутренним диаметром d внутреннего кольца и неполной внутренней
взаимозаменяемостью между телами качения и кольцами. Вследствие малых
допусков зазоров и малой допускаемой разноразмерности комплекта тел
качения кольца подшипников и тела качения подбирают селективным методом.
Полная взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям позволяет
быстро монтировать и заменять изношенные подшипники качения при
сохранении их хорошего качества; при несоблюдении полной
взаимозаменяемости качество подшипников ухудшается.
По ГОСТ 520-71 установлено пять классов точности подшипников
обозначаемых 0; 6; 5; 4; 2.
Класс точности подшипника выбирают исходя из требований
предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма.
Подшипники изготовляют с отклонением размеров внутреннего и
наружного диаметров не зависящих от посадки по которой их будут
монтировать. Для всех классов точности верхнее отклонение
присоединительных диаметров принято равным нулю.
Посадку подшипника качения на вал и в корпус выбирают в зависимости
от типа и размера подшипника условий его эксплуатации значения и
характера действующих на него нагрузок и вида нагружения колец. Согласно
ГОСТ 3325-55 различают три основных вида нагружения колец: местное
Посадки следует выбирать так чтобы вращающееся кольцо подшипника
было смонтировано с натягом исключающим возможность обкатки и
проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала или отверстия
в корпусе в процессе работы под нагрузкой; другое кольцо должно быть
установлено с зазором. Следовательно при вращающемся вале соединение
внутреннего кольца с валом должно быть неподвижным а наружное кольцо
установлено в корпусе с небольшим зазором; при неподвижном вале
соединение внутреннего кольца с валом должно иметь посадку с небольшим
зазором а наружного кольца с корпусом должно быть неподвижным.
Рекомендуемые посадки для подшипников качения и примеры их применения
приведены в ГОСТ 3325-55 (СТ СЭВ 773-77).
2 Расчет посадки для подшипника качения
Диаметр внутреннего кольца подшипника d = 55мм
Диаметр наружного кольца подшипника D = 100мм
Ширина подшипника B = 21мм
Координата монтажной фаски кольца r = 25мм
Радиальная нагрузка R = 2500 H
2.1 Определяем параметры посадки внутреннего кольца подшипника на
Определяем интенсивность нагрузки Pr К*(Нм) по формуле [4 с 62]:
где R- радиальная нагрузка на опору Нмм;
К1- динамический коэффициент при перегрузке до 200% К1=14
К2-коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного
натяга при полом вале или тонкостенном корпусе К2=1
b- рабочая ширина посадочного места мм.
где r - монтажная фаска
Выбираем посадку из таблицы 9.3[2с.238]: 55[pic]
Производим расчет посадки внутреннего кольца подшипника на вал:
Определяем предельные размеры отверстия 55 LO:
Определяем наибольший диаметр отверстия Dmax (1.1):
Определяем наименьший диаметр отверстия Dmin(1.2):
Определяем допуск отверстия TD (1.3):
Определяем координату середину поля допуска отверстия Ec (1.4):
Определяем основное отклонение поля допуска отверстия:
Определяем средний диаметр отверстия Dm мм [2 с.10]:
Ec - координата середины поля допуска отверстия мм.
Определяем предельные размеры вала 55 js5:
Определяем наибольший диаметр вала dmax мм (1.5):
Определяем наименьший диаметр вала dmin мм (1.6):
Определяем допуск вала Td мм (1.7):
Определяем координату середину поля допуска вала ec мм (1.8):
Определяем основное отклонение поля допуска вала:
Определяем средний диаметр вала dm мм [2 с.10]:
где d - номинальный диаметр мм;
ec - координата середины поля допуска вала мм.
Определяем предельные значения натягов посадки 55[pic]:
Наибольший натяг Nmax мм (2.2):
Наименьший натяг Nmin мм (2.3):
Определяем средний натяг Nm мм (2.4):
Определяем допуск посадки T(N) мм [1 с. 9]:
где TD - допуск отверстия TD мм;
2.2 Определяем параметры посадки наружного кольца подшипника в корпус
Выбираем посадку наружного кольца подшипника в корпус из таблицы
4 [2.с.239] и производим расчет ее характеристик: 100[pic]
Определяем предельные размеры отверстия 100 Js7:
Определяем наибольший диаметр отверстия Dmax мм (1.1):
Определяем наименьший диаметр отверстия Dmin мм (1.2):
Определяем допуск отверстия TD мм (1.3):
Определяем координату середину поля допуска отверстия Ec мм (1.4):
Определяем средний диаметр отверстия:
Определяем предельные размеры вала 100 lo:
Определяем наименьший
диаметр вала dmin мм (1.6):
Определяем координату середину
поля допуска вала ec мм(1.8):
Определяем средний диаметр вала dm мм:
Определяем предельные значения зазоров и натягов посадки 100[pic]:
Наибольший зазор Smax мм (1.9):
Определяем допуск посадки T(SN)мм [1 с. 9]:
Выбор и расчет посадок шпоночного соединения
Шпоночные соединения предназначены для соединения валов между собой
с помощью специальных устройств (муфт).
Шпоночные соединения чаще всего применяют для передачи крутящего
момента в разъемных неподвижных цилиндрических соединениях для закрепления
на валах и осях различных тел вращения: втулок зубчатых колес муфт
дисков шкивов рукояток маховиков и других деталей машин.
Реже шпоночные соединения применяют в качестве направляющих.
Шпонки применяют в случаях когда к точности центрирования
соединяемых деталей не предъявляют особых требований.
Стандартизированы шпоночные соединения с призматическими
сегментными и клиновыми шпонками. Обычно шпоночные соединения разделяют на
два типа: ненапряженные с призматическими и сегментными шпонками и
напряженными с клиновыми шпонками.
Чаще всего применяется группа ненапряженных призматических и
сегментных шпоночных соединений (зубчатые колеса эксцентрики и подобные
детали на валах) следовательно чаще всего используются призматические и
сегментные шпонки. Эти соединения широко распространены благодаря
простоте удобству разборки-сборки и низкой стоимости. При ремонте
изношенная шпонка легко заменяется на новую. Все размеры на шпоночные
соединения стандартизованы и едины для большинства стран мира.
Использование призматических шпонок дает возможность более точно
центрировать сопрягаемые элементы и получать как неподвижные так и
скользящие соединения.
Соединения с сегментной шпонкой служат для образования только
неподвижных соединений. Сегментная шпонка с глубоким пазом по
взаимозаменяемости имеет преимущество перед призматической. Её применяют в
массовом производстве.
Соединения с клиновыми шпонками применяются значительно реже они
недоступны при высоких требованиях к соосности соединяемых деталей так
как смещают их геометрические оси на размер посадочного зазора.
Применяются эти соединения в тех случаях когда подобные смещения осей не
имеют существенного значения (шкивы маховики и т.д)
Недостатки применения шпоночных соединений:
ослабление вала и ступицы пазами концентрация напряжений в зоне
шпоночной канавки (снижает усталостную прочность вала);
снижение прочности соединения (как правило ниже прочности вала и
низкая точность центрирования (особенно при применении переходных
посадок и посадок с зазором).
2 Расчет посадок шпоночного соединения
Выбираем номинальные размеры шпонки и пазов под нее:
Высота шпонки: h = 9 мм.
Ширина шпонки: b =6 мм.
Интервал длины шпонки: 18 l 90 мм.
Глубина паза на валу: t1 = 65 мм.
Глубина паза во втулке: t2 =28 мм.
Выбираем поля допусков в сопряжениях шпонка-паз вала а шпонка-паз втулки:
Поле допуска шпонки: h9.
Поле допуска паза на валу: N9.
Поле допуска паза во втулке: Js9.
Определяем параметры посадки в соединении вал - втулка:
Определяем предельные размеры отверстия 24Н7:
Определяем средний диаметр отверстия (4.3):
Определяем предельные размеры вала 24 s7:
Определяем средний диаметр вала dm мм (4.4):
Определяем предельные значения натягов посадки: 24[pic]
Определяем наибольший натяг (2.2):
Определяем наименьший натяг (2.3):
Определяем средний натяг (2.4):
Определяем допуск посадки (допуск натяга) T(N) мм (4.5):
Выбираем поля допусков и рассчитываем параметры посадки шпонки на
Ширина шпонки: b = 6 мм
Определяем параметры посадки: 6[pic]
Определяем предельные размеры отверстия 6N9:
Определяем предельные размеры вала 6 h9:
Определяем предельные значения зазоров и натягов посадки : 6[pic]:
Наибольший натяг Nmax (2.2):
Определяем допуск посадки (4.5):
Выбираем поля допусков и рассчитываем параметры посадки шпонки во втулке:
Ширина шпонки: b = 6(мм).
Определяем предельные размеры отверстия 6Js9:
Определяем предельные размеры вала 6 h9 приведен выше.
Определяем предельные значения зазоров и натягов посадки 6[pic]:
Назначаем допуски на другие размеры соединения:
Допуск на высоту шпонки h =9мм; 9 h11[pic].
Допуск на глубину паза на валу t1 =65 (+03).
Допуск на глубину паза во втулке t2 = 28(+01).
Допуск на длину шпонки l = 45 h14[pic].
Допуск на длину паза вала l = 45 Н15[pic].
Выбор и расчет посадок шлицевого соединения
Шлицевые соединения обычно используются при передаче больших
крутящих моментов и более высоких требованиях к соосности соединяемых
деталей. Среди шлицевых (зубчатых) соединений к которым относятся
соединения с прямобочным эвольветным и треугольным профилем зубьев
прямобочные соединения наиболее распространены. Они применяются для
подвижных и неподвижных соединений. В зависимости от передаваемого
крутящего момента устанавливается три типа соединений: легкой средней и
В шлицевых прямобочных соединениях применяются три способа
относительного центрирования вала и втулки: по наружному диаметру (D); по
внутреннему диаметру (d) и по боковым поверхностям зубьев (b).
Центрирование по (b) используется когда не требуется особой
точности соосности при передачи значительных моментов в случаях когда
недопустимы большие зазоры между боковыми поверхностями вала и втулки
(знакопеременный момент). этот способ центрирования является наиболее
простым и экономичным.
Контроль шлицевых соединений осуществляется с помощью комплексных
проходных калибров (пробок и колец) а также поэлементно путем
использования непроходных калибров или универсальных измерительных
Предельные отклонения при отсутствии соответствующих стандартно-
нормативных материалов для поэлементного контроля в условиях серийного
производства устанавливаются предприятием как доля общего поля допуска.
Исходные данные для расчета:
Вид центрирования: по боковым поверхностям зубьев b.
Серия соединения: тяжёлая.
Точность центрирования: невысокая.
Вид соединения: неподвижное.
Ширина шлица b = 5(мм).
Внутренний диаметр d = 32(мм).
Наружный диаметр D = 40(мм).
Число зубьев Z = 10.
2 Выбор и расчет посадок шлицевого соединения
Выберем поля допусков посадок шлицевого соединения:
Внутренний диаметр d- не центрируемый.
По наружному диаметру D: [pic]
Поле допуска шлицевой втулки: Н11.
Поле допуска шлицевого вала: a11.
По ширине шлица: [pic]
Поле допуска шлицевой втулки: F8.
Поле допуска шлицевого вала: js7.
Выбранное шлицевое соединение в соответствии с ГОСТ 1139-80:
2.1 Определяем параметры посадки 40 [pic]
По наружному диаметру:
Определяем придельные размеры отверстия 40 Н10:
Определяем предельные размеры вала 40a11 :
Определяем предельные значения зазоров и натягов посадки
Наибольший зазор (1.9):
Наименьший зазор (1.10):
Определяем средний зазор(2.1):
Допуск посадки (допуск зазора) (1.11):
2.2 Определяем параметры посадки 5 [pic]
Определяем придельные размеры отверстия 5 F8:
Определяем предельные размеры вала 5 js7:
Определяем предельные значения зазоров:
Определяем средний зазор (2.1):
Выбор и расчет параметров резьбового соединения
Резьбовые соединения широко распространены в машиностроении. По
эксплуатационному назначению различают резьбы общего применения и
специальные предназначенные для соединения одного типа деталей
определенного механизма. К первой группе относятся резьбы:
) крепежные (метрические дюймовая) применяемые для разъемного
соединения деталей машин основное их назначение – обеспечение
прочности соединений и сохранение плотности стыка в процессе
длительной эксплуатации;
) кинематические (трапецеидальная и прямоугольная) применяемые для
ходовых винтов винтов суппортов станка и столов измерительных
приборов. Основное их назначение – обеспечение точного перемещения
при наименьшем трении а также для преобразования вращательного
движения в прямолинейное в прессах и домкратах;
) трубные и арматурные (трубные цилиндрическая и коническая)
применяемые для трубопроводов и арматуры основное их назначение –
обеспечение герметичности соединений. Основные размеры профиль и
допуски трубной конической резьбы регламентированы ГОСТ 6211-81.
эксплуатационные требования к резьбам зависят от назначения
резьбовых соединений.
Общими для всех резьб являются требования долговечности и
свинчиваемости без подгонки независимо изготовленных резьбовых деталей
при сохранении эксплуатационных качеств соединений.
Исходные данные для расчета
Номинальный диаметр d(D) = 22 мм
Поле допуска среднего диаметра гайки для D2 = 6H
Поле допуска среднего диаметра болта для d2 = 6g
Поле допуска внутреннего диаметра гайки для D1 = 7H
«Поле допуска внутреннего диаметра болта es (d1) = es (d2)»
Поле допуска наружного диаметра болта для d = 6g
«Поле допуска наружного диаметра гайки EI (D1) = EI (D2)»
2 Расчет параметров резьбового соединения
d2=6g[p d=6g([p D2=6H([p D1=7H([pic])
Определяем номинальные значения диаметров:
Номинальный наружный диаметр болта (гайки)
Номинальный средний диаметр болта (гайки) d2(D2) мм [2 с. 281] :
где d – номинальный наружный диаметр болта (гайки) мм;
– погрешность шага мм;
51 – погрешность половины угла мм.
d2(D2)= 22-2+0051 = 20051
Номинальный внутренний диаметр болта (гайки) d1(D1) мм [2 с. 281]:
52 – погрешность половины угла мм.
d1D1 = 22-4+0752=18752
2.1 Определяем предельные диаметры болта в миллиметрах:
по среднему диаметру:
d2min = 20051- 0248=19803
по наружному диаметру
dmax = 22 - 0048=21952
dmin = 22 - 0423 =21577
по внутреннему диаметру
es(d1) = es(d2) = -0048
d1max= 18752 – 0048=18704
[pic] не нормируется
2.2 Определяем предельные диаметры гайки:
по среднему диаметру
D2max= 20051+0265=20316
D2min = 20051+0=20051
Dmin = 20051+0=20051
D1max = 18752+0335=19087
D1min = 18752+0=18052
Расчет размерной цепи на максимум-минимум
1 Основные теоретические положения
При изучении точности размерных цепей рассматривается совокупность
многих взаимосвязанных между собой размеров обеспечивающих в комплексе
нормальную работу узла агрегата или машины в целом. Рассмотрим основные
определения (РД 50-635-87):
Размерная цепь – совокупность размеров непосредственно участвующих
в решении поставленной задачи и образующих замкнутый контур.
Зерно размерной цепи – один из размеров образующих размерную цепь.
Замыкающее зерно – зерно размерной цепи являющееся исходным при
постановке задачи или получающееся последним в результате её решения.
Составляющее зерно – зерно размерной цепи функционально
связанное с замыкающим зерном.
Увеличивающее зерно – составляющее зерно размерной цепи с
увеличением которого замыкающее зерно увеличивается.
Уменьшающее зерно – составляющее зерно размерной цепи с увеличением
которого замыкающее зерно уменьшается.
Корректирующее зерно – составляющее зерно размерной цепи
изменением значения которого достигается требуемая точность замыкающего
зерна. Для нор-мальной работы механизма необходимо чтобы детали занимали
определенное положение одна относительно другой. Взаимосвязь различных
цепей (ГОСТ 16219-80 и ГОСТ 16320-80) устанавливает взаимосвязь деталей и
Размерной цепью называется совокупность взаимосвязанных размеров
образующих замкнутый контур и определяющих взаимное расположение
поверхностей одной детали (подетальная размерная цепь) или взаимное
положение деталей в сборочной единице (сборочная размерная цепь). Любая
размерная цепь имеет одно исходное (замыкающее) зерно и два или более
Сущность решения размерной цепи заключается в определении допусков и
предельных отклонений всех размеров цепи.
При расчете размерных цепей приходится решать прямую или обратную за-
дачу. Прямая задача заключается в определении допусков и предельных
отклоне-ний на все составляющие звенья по известному допуску и предельным
отклоне-ниям замыкающего зерна. При решении обратной задачи – по известным
допускам и предельным отклонениям всех составляющих звеньев определяют
величину допуска и предельные отклонения замыкающего зерна.
2 Проектный расчет размерной цепи на максимум-минимум
Постановка задачи. Имеется размерная цепь состоящая из n
составляющих взеньев m из них уменьшающие. Необходимо назначить допуски
одного или двух соседних квалитетов на составляющие размеры обеспечив
полную взаимозаменяе-мость деталей сборочной единице причем размер
замыкающего звена должен на-ходиться в заданном интервале равном
Нормальная работа механизма требует чтобы с заданной точностью бы
вы-держан замыкающий размер Б[pic].
Рисунок 8.1 - Векторная схема размерной цепи
Примечание. По ГОСТ 520-71 подшипник 306 класса точности 0 (Б5 и Б6)
имеет ширину 19-020.
Звенья Б2 Б3 - увеличивающие Б1 Б4 Б5 Б6 - уменьшающие.
2.1 Определяем номинальное значение предельные отклонения
допуск на зазор и координату середины поля допуска замыкающего звена
Номинальное значение замыкающего звена Б[pic] мм [2 с. 252] равно:
где n – число увеличивающих звеньев;
m – число уменьшающих звеньев;
Бiум – номинальные размеры уменьшающих звеньев мм.
Б[pic]=2+90-(4+50+19+19)=0
Допуск на зазор (замыкающего звена) ТБ[pic] мм [2 с. 253] равен:
Б[pic] - минимальный предельный размер замыкающего звена мм.
Верхнее предельное отклонение замыкающего звена ЕSБ[pic] мм [2 с. 254]
Б[pic] - номинальное значение замыкающего звена мм.
Нижнее предельное отклонение замыкающего звена ЕIБ[pic] мм [2 с. 254]
Таким образом значение замыкающего звена может быть записано
Координата середины поля допуска замыкающего звена ЕсБ[pic] мм [2 с.
ЕIБ[pic] - нижнее предельное отклонение замыкающего звена мм.
2.2 Определяем число единиц допуска содержащихся в допуске
Используя данные таблицы 2 найдем число единиц допуска содержащихся в
допуске замыкающего звена (без учета допуска на ширину подшипников т.к
подшипник является комплектующим изделием и поставляется с определенным
допуском) [2 с. 256]:
Таблица 8.1 – Значения единиц допуска
размеров мм До 3 3-6 6-10 10-18 18-30 30-50 50-80 80-120 120-180
0-250 250-315 315-400 400-500 Значения единицы допуска мм 055
где арасч – среднее число единиц допуска;
ТБ5 и ТБ6 - допуск составляющих звеньев мкм;
i1 i2 i3 i4 – значения единиц допуска мм.
Из таблице 3 видно что а[pic] находится между 10 и 11 квалитетами
и следо-вательно допуски на составляющие размеры следует выбирать из
указанных ква-литетов (в основном из 10).
Таблица 8.2 – Число единиц допусков
Квалитет 7 8 9 10 11 12 13 14 15 Число ед. допуска мкм 16
2.3 Назначим допуски на составляющие размеры
Примечание. Назначение допусков на составляющие размере – задача
как правило с многовариантным решением. По существу мы имеем два
уравнения со столькими неизвестными столько неизвестных составляющих
Последовательность решения заключается в следующем:
) Выберем составляющее звено РЦ имеющее наибольший размер и обозначим
) Используя понятия охватывающего и охватываемого размера назначим для
всех кроме Б' составляющих звеньев РЦ допуски по таблицам допусков [5].
при этом для охватывающих размеров воспользуемся таблицами полей
допусков для отверстий а для охватываемых размеров- таблицами полей
) Рассчитаем поле допуска и координату середины поля размера Б' таким
образом чтобы обеспечить получение требуемого интервала изменения
замыкающего звена всей цепи.
) Подберем для Б' стандартное поле близкое к расчетному. Назначим для
всех кроме одного (Б4 =Б') составляющих звеньев РЦ допуски по таблицам
Для 10 квалитета соответствующих интервалов размеров получим [5]:
Определим допуск ТБ' мкм [1 с. 66]:
ТБ[pic]= ТБ1 +ТБ 2 +ТБ 3 +ТБ '
ТБ '= ТБ[pic]- (ТБ1 +ТБ 2 +ТБ
где ТБ ' – поле допуска наибольшего составляющего звена мкм;
ТБ1 ТБ 2 ТБ 3 ТБ 5 ТБ6 - допуск составляющих звеньев мкм.
ТБ '=800-(48+40+140+200+200)=172
2.4 Определим координату середины поля допуска размера Б' мкм [2
m – число увеличивающих звеньев;
n – число уменьшающих звеньев;
ЕсБiув – координата середины поля допуска увеличивающих звеньев
ЕсБiум – координата середины поля допуска уменьшающих звеньев мкм.
ЕсБ[pic]= ЕсБ2+есБ3 –
(есБ1+есБ4+есБ5+есБ6) (8.9)
есБ4 = - ЕсБ[pic]+ ЕсБ2+есБ3 – есБ1 -
есБ4 = - 600+0-70+24+100+100= -446 мкм
2.5 Определим предельные отклонения размера Б' мкм [4 с. 76]:
ЕсБ[pic]+ [pic] (8.11)
где ESБ4 - верхнее предельное отклонение поля допуска звена Б' мкм;
ТБ4 - допуск составляющего звена мкм.
ESБ4 = -446+[pic]= -360 мкм
где EIБ4 - нижнее предельное отклонение поля допуска звена Б' мкм;
EIБ4 = -446 - [pic]= -532 мкм
2.6 Подберем ближайшее стандартное поле допуска на размер Б4 = 50
3 Проверочный расчет размерной цепи на максимум-минимум
Номинальное значение замыкающего звена Б[pic] мм равно:
Допуск замыкающего размера ТБ[pic] мм равен:
ТБ[pic]= ТБ1 +ТБ 2 +ТБ 3 +ТБ4
ТБ[pic]=0048+004+014+0172+02+02=080
Значения нижнего EIБ4 мкм и верхнего ESБ4 мкм предельных отклонений
замы-кающего звена равны [4 с. 76]:
ЕIБ[pic]= [pic][pic]
где m – число увеличивающих звеньев;
ТБ[pic] - допуск замыкающего звена мкм.
ЕSБ[pic]=0-70-(-24-446-100-100)+400 = 1000
ЕIБ[pic]=0-70-(-24-446-100-100) – 400 = 200
Значения наибольшего Б[pic] мкм и наименьшего Б[pic] мкм
замыкающего размера [2 с.255] равны:
ЕIБ[pic] - нижнее предельное отклонение замыкающего звена мкм.
Проверка показала что назначенные предельные отклонения
составляющих звеньев обеспечивают требуемую точность замыкающего звена
при этом наименьшее его значение может выйти за границу на 001 мм чем
во многих практических случаях можно удовлетвориться.
Если увеличение колебания зазора (замыкающего звена) недопустимо
то расчет проводится повторно с другим полем допуска размера Б'.
Можно также у других составляющих размеров (кроме тех что
принадлежат подшипникам) изменить основное отклонение при том же допуске.
Подбор повторять до тех пор пока замыкающий размер не окажется
внутри диапазона колебания исходного звена т.е. когда будут выполняться
В ходе выполнения данной курсовой работы была проанализирована
справочная нормативно-техническая документация определяющая порядок и
устанавливающая требования к нормированию показателей качества деталей
машин как основы качественной работы всего механизма в целом.
Были рассчитаны параметры посадок с зазором и переходной выбрана и
рассчитана посадка с натягом выполнен выбор и расчет посадок колец
подшипников качения шпоночного шлицевого и резьбового соединения
рассчитана размерная цепь.
Список использованных источников
Грищенко Н.В. Пучкова И.А. Учебно-методическое пособие
«Метрология стандартизация и сертификация»: 3-е изд. – Курск. гос. с.-х.
Якушев А.И. Воронцов Л.Н. Федотов Н.М. Взаимозаменяемость
стандартизация и технические измерения – Москва «Машиностроение» 1986.
Кутай А.А. Точность и производственный контроль в
машиностроении. Справочник. Л.: Машиностроение 1983.
Грищенко Н.В. Трубников В.Н. Учебно-методическое пособие
«Метрология стандартизация и сертификация» курс лекций – Курск. гос. с.-
Мягков В.Д. Романов А.Б. Палей М.А. Брагинский В.А. Допуски и
посадки – справочник ч.1 –Ленинград «Машиностроение» 1982.
ГОСТ 1139-80 Соединения шлицевые и прямобочные. Допуски и
посадки. М.: Изд-во стандартов 1980.
ГОСТ 25346-89 Единая система допусков и посадок. М.: Изд-во
ГОСТ 25347-82. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система
допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
Гост 23360-78. Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения
шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов.
ГОСТ 8790-79. Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения
шпоночные с призматическими направляющими шпонками с креплением на валу.
Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки.
ГОСТ 8724-81. Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба
метрическая. Диаметры и шаги.
КГСХА.2.12.200503.65
Кафедра СиОПП СТ-105
посадок шпоночного соединения
посадок шлицевого соединения
параметров резьбового соединения
размерной цепи на максимум-минимум
параметров подшипника качения

Chertezh2.cdw

КГСХА.2.12.221700.62

Резьба.cdw

КГСХА.02.12.200305.65.

посадки.cdw

Посадки для подшипников качения
Посадка наружного кольца подшипника
КГСХА.02.12.200503.65.
Посадка внутреннего кольца подшипника

Копия Курсовая работа!!!.docx

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Курская государственная сельскохозяйственная академия имени профессора И.И.Иванова»
Факультет инженерный
Кафедра стандартизации и оборудования перерабатывающих производств
по дисциплине «Взаимозаменяемость»
Нормирование показателей качества деталей машин
Студент группы 1110б : Н.В. Евдокимова
Старший преподаватель: Е.Е. Резанова
КГСХА.2.12.221700.62
Пояснительная записка объемом 59 листов 4 листа формата А3.
В данной курсовой работе на тему «Нормирование показателей качества деталей машин» выполнено: расчет посадок с зазором и переходной выбор и расчет посадок с натягом выбор и расчет посадок колец подшипников качения выбор и расчет посадок шпоночного и шлицевого соединений выбор и расчет размерной цепи методом на максимум – минимум.
Rationing of indicators of quality of details of cars
Explanatory note in volume of 59 sheets 4 sheets A3.
In this term paper on a subject «Rationing of indicators of quality of details of cars» it is executed: calculation of landings with a gap and transitional a choice and calculation of landings with a tightness a choice and calculation of landings of rings of bearings of a kacheniye a choice and calculation of landings of shponochny and shlitsevy connections a choice and calculation of a dimensional chain a method on a maximum – a minimum.
Расчет и выбор посадок с зазором .. 6
1 Основные теоретические положения . 6
2 Определение параметров отверстия 6
3 Определение параметров вала .7
4 Определение основных характеристик посадки 8
Расчет параметров переходных посадок . 10
1 Основные теоретические положения 10
2 Определение параметров отверстия 11
3 Определение параметров вала 11
4 Определение основных характеристик посадки ..12
5 Расчет параметров посадки 13
Выбор и расчет посадки с натягом 15
1 Основные теоретические положения 15
2 Определение величины эксплуатационного удельного давления на поверхности контакта .. .16
3 Определение значения минимального расчетного натяга ..17
4 Определение предельно допустимых удельных контактов давления на поверхности втулки и вала по формулам 18
5 Определение максимального предельного натяга 19
6 Поправка на смятие микронеровностей . . 19
7 Значение натягов при выборе посадок . 20
Допуски и посадки шпоночных соединений . .. 22
1 Основные теоретические положения . ..22
2 Выбор номинальных размеров шпонки и пазов под нее .. 23
3 Выбор поля допусков в сопряжениях шпонка-паз вала и шпонка-паз втулка 23
4 Определение параметров посадки в соединении вал-втулка 23 4.5 Выбор полей допусков и рассчет параметров посадки ..26
6 Выбор полей допусков и определение параметров посадки шпонки во втулке .. 28
7 Назначение допусков на другие размеры соединения . ..30
Выбор и расчет посадок шлицевого соединения . 31
1 Основные теоретические положения 31
2 Выбор поля допусков посадок шлицевого соединения для заданных условий работы . ..32
3 Определение параметров посадки по внутреннему диаметру . .33
4 Определение параметров посадки по наружному диаметру . .35
5 Определение параметров посадки по ширине шлица 37
1 Основные теоретические положения .. .40
Расчет и выбор посадок колец подшипников качения .. 40
2 Определение параметров посадки внутреннего кольца подшипника на вал 41
3 Расчет посадки внутреннего кольца подшипника на вал 42
4 Определение параметров посадки наружного кольца подшипника в корпус 45
Нормирование точностных параметров резьбовых соединений 47
1 Основные теоретические положения 47
2 Определение номинальных значений диаметров .. ..49
3 Определение предельных диаметров болта . .. ..49
4. Определение предельных диаметров гайки . 50
Расчет размерной цепи на максимум- минимум . 51
1 Основные теоретические положения 51
2 Определение номинального значения предельного отклонения допуск на зазор и координату середины поля допуска замыкающего звена 52
3 Определение числа единиц допуска содержащихся в допуске замыкающего звена 54
4 Назначение допусков на составляющие размеры 54
5 Определение допуска ТБ' . ..55
6 Определение координат середины поля допуска размера Б' ..55
7 Определение предельного отклонения размера Б' . .55
8 Подбор ближайшего стандартного поля допуска на размер Б3=65 мм . 56
9 Проверочный расчет размерной цепи на максимум- минимум 56
Список использованных источников ..59
Точность большинства изделий машиностроения является важнейшей
характеристикой их качества. Современные мощные и высокоскоростные
машины не могут функционировать при недостаточной точности деталей и их сборки. Вследствие неточности технического оборудования погрешностей и износа инструмента и приспособлений силовой температурной деформации технологической системы а так же из- за ошибок рабочего и других причин действующего значения геометрических механических и других параметров деталей и изделий. Могут отличаться от расчетных (заданных) то есть могут иметь погрешность. Обеспечение качества деталей необходимо для создания работоспособных и конкурентно-способных машин. Точность сборки призвана обеспечивать соответствие действительных значений параметров изделия значениям заданных в технической документации. В связи с чем возникает необходимость нормаирования показателей точности деталей машин.
Расчет и выбор посадок с зазором
Основныетеоретические положения
Посадка с зазором – посадка при которой всегда образуется зазор в соединении т.е. наименьший предельный размер отверстия больше наибольшего предельного размера вала или равен ему. При графическом изображении поле допуска отверстия расположено над полем допуска вала. К посадкам с зазором относятся также посадки в которых нижняя граница поля допуска отверстия совпадает с верхней границей поля допуска вала.
Посадки с зазором предназначены для подвижных и неподвижных соединений. В подвижных соединениях зазор служит для обеспечения свободы перемещения деталей относительно друг друга размещения слоя смазки компенсации температурных деформаций компенсации отклонений формы и расположения поверхностей и т.д. В неподвижных соединениях зазор обеспечивает сборку деталей а неподвижность достигается дополнительным креплением шпонками болтами штифтами и т.д. Выбор посадки для неподвижного соединения производится таким образом чтобы наименьший зазор обеспечивал компенсацию отклонений формы и расположения сопрягаемых поверхностей если они не ограничиваются полями допусков размеров этих поверхностей.
Расчет параметров посадки 35
Определяем параметры отверстия 35H9:
Верхнее отклонение: ЕS = 0062 мм
Нижнее отклонение: EI = 0мм
Наибольший предельный размер отверстия Dmax [Н.В. Грищенко ( учебно- методическое пособие)]:
Dmax = 35 + 0062 = 35062 мм
Наименьший предельный размер отверстия Dmin:
Dmin = 35 + 0= 35 мм
Определяем допуск отверстия TD:
TD = Dmax – Dmin (1.3)
TD = 35062 – 35 = 0062 мм
Определяем координату середины поля допуска отверстия Ec:
Определяем средний диаметр отверстия Dm:
Dm = 35 + 0031=35031 мм
Определяем основное отклонение отверстия:
3 Определяем параметры вала 35e9:
Верхнее отклонение: es = -005 мм
Нижнее отклонение: ei = – 0112 мм
Наибольший предельный размер вала dmax:
dmax = 35 – 005 = 3495 мм
Наименьший предельный размер вала dmin:
dmin = 35 – 0112 = 34888 мм
Определяем допуск вала Td:
Td = dmax – dmin (1.8)
Td = 3495 – 34888 = 0062 мм
Определяем координату середины поля допуска вала еc:
Определяем средний диаметр вала dm:
dm = 35 – 0081 = 34919 мм
Определяем основное отклонение вала:
4 Определяем основные характеристики посадки 35
Наибольший зазор Smax:
Smax = Dmax - dmin (1.11)
Smax = 35062 – 34888 = 0174 мм
Наименьший зазор Smin:
Smin = Dmin - d max (1.12)
Smin = 35 – 3495= 005 мм
Sm = (Smax + Smin)2 (1.13)
Sm = (0174 + 005)2 = 0112 мм
TS = Smax - Smin (1.14)
TS = 0174 – 005 = 0124 мм
TS = 0062 + 0062 = 0124 мм
Расчет параметров переходных посадок
1 Основные теоретические положения
Переходная посадка – посадка при которой возможно получение как зазора так и натяга. В этом случае поле допусков отверстия и вала перекрываются частично или полностью. В переходных посадках при наибольшем предельном размере вала и наименьшем предельном размере отверстия получается наибольший натяг при наибольшем предельном размере отверстия и наименьшем предельном размере вала – наибольший зазор.Переходные посадки предназначены для неподвижных но разъемных соединений и обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей. Натяги получающиеся в переходных посадках имеют относительно малую величину и обычно не требуют проверки деталей на прочность за исключением некоторых тонкостенных деталей. Данные натяги не достаточны для передачи соединениям значительных крутящих моментов или усилий. Получение натяга без предварительной сортировки не гарантированно поэтому посадки применяют с дополнительным креплением соединяемых деталей. Получаемые зазоры относительно малы что предотвращает значительное смещение соединяемых деталей.
Поля допусков для переходных посадок образуют довольно плотный ряд и значительно перекрывают друг друга что облегчает выбор посадок для соединений чувствительных к изменению натягов и зазоров.
Расчет параметров посадки 45
2 Определяем параметры отверстия 45Js7
Верхнее отклонение: ЕS = 0012 мм
Нижнее отклонение: EI = - 001 мм
Dmax =45 + 0012 = 45012 мм
Dmin = 45 – 001 = 4499 мм
TD = Dmax – Dmin (2.3)
TD = 45012 – 4499 = 0022 мм
Dm = 45 + 0001 = 45001 мм
3 Определяем параметры вала 45h6
Верхнее отклонение: es = 0 мм
Нижнее отклонение: ei = – 002 мм
dmax = 45 + 0 = 45 мм
dmin = 45 – 002 = 4498 мм
Td = dmax – dmin (2.8)
Td = 45 – 4498= 002 мм
dm = 45 - 001 = 4499 мм
4 Определяем основные характеристики посадки 45
Smax = Dmax – dmin (2.11)
Smax = 45012 – 4498 = 0032 мм
Наибольший натяг Nmax:
Nmax = dmax – Dmin (2.12)
Nmax = 45 – 4499 = 001 мм
Допуск посадки T(SN):
T(SN) = TD + Td (2.14)
T(SN) = 0022 + 002= 0042 мм
5 Расчет параметров посадки 45 вероятностным методом
Предположим что размеры отверстия и вала распределены по нормальному закону со средним квадратическим отклонением равным:
– для отверстия D = (2.15)
– для вала d = Td6. (2.16)
5.1 Определим среднеквадратические отклонения для отверстия и вала:
D = 00226 = 000367 мм
d = 0026 = 000333 мм
5.2 Определим среднеквадратическое отклонение посадки:
При средних значениях размеров отверстия и вала получается зазор т.к. Smax > Nmax (32 мкм > 10 мкм).
Sm = Ec – ес; (2.18)
Sm = -0001 + 001 = 0011 мм
5.3 Определим вероятностный допуск посадки:
5.4 Определим вероятностные предельные зазоры и натяги:
Smaxв = 0011 + 3·000447 = 002823 мм
Nmaxв = – (0011 – 3·000447) = 000241 мм
Расчет и выбор посадки с натягом
1 Основныетеоретические положения
Посадка с натягом - посадка при которой всегда образуется натяг в соединении т.е. наибольший предельный размер отверстия меньше наименьшего предельного размера вала или равен ему. При графическом изображении поле допуска отверстия расположено под полем допуска вала.Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных или разбираемых при ремонте в отдельных случаях соединений деталей в основном без дополнительного крепления винтами штифтами и т.д.Неподвижность достигается за счет напряжений возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей. В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации контактных поверхностей но в ряде посадок при больших натягах или в соединениях деталей изготовленных из легких сплавов и пластмасс возникают упруго-пластические деформации.В отличии от других способов обеспечения неподвижности деталей посадки с натягом при передаче нагрузок позволяют упростить конструкцию и сборку деталей и обеспечивают высокую степень их центрирования.Предельные значения наименьшего и наибольшего натягов должны удовлетворять следующим условиям:
- при наименьшем натяге должна обеспечиваться прочность соединения. Это условие выполняется если Мкр = Мтр где Мкр – наибольший крутящий момент прикладываемый к одной детали Мтр – момент трения зависящий от натяга размеров соединяемых деталей шероховатости поверхностей и других факторов;- при наибольшем натяге наибольшее напряжение возникающее в материалах деталей не должно превышать допускаемого значения.Изм.
Задание: рассчитать и выбрать посадку в соединении при следующих исходных данных представленных в таблице 1.
Таблица 1 – Исходные данные для расчета
Крутящий момент Мкр Нм
Номинальный диаметр соединения D м
Внутренний диаметр вала d1 м
Наружный диаметр втулки d2 м
Длина соединения l м
Коэффициент трения f
Вал изготовлен из стали 40 (1 = 0300; Е1 = 206·1011 Нм2; Td = 333·108 Нм2) втулка из стали 45 (2 = 0300; Е2 = 206·1011 Нм2; TD = 353·108 Нм2) [12]. Параметры шероховатости Rz1 = 10 мкм и Rz2 = 63 мкм коэффициенты k1 = k2 = 0500.
2 Определяем величину удельное эксплуатационное давление на поверхности контакта [Н.В. Грищенко ( учебно- методическое пособие)]:
где Мкр – крутящий момент Нм; Df – коэффициент трения (сцепления) при продольном смещении деталей; l – длина соединения м.
3 Определяем значение минимального расчетного натяга Nmin
Величину минимального расчетного натяга определяем по формуле:
где Е1 и Е2 – модули упругости материалов вала и отверстия С1 и С2 – коэффициенты определяемые по формулам:
где 1 и 2 – коэффициенты Пуассона.
Тогда величина минимального расчетного натяга равна
4 Определяем предельные допустимые удельные контактные давления на поверхностях втулки и вала по формулам:
гдеTD и Td – предел текучести материалов сопрягаемых отверстия и вала.
При максимальном расчетном натяге не должна разрушаться ни одна из деталей соединения и на поверхностях контакта не должно быть пластической деформации.
Поэтому в качестве наибольшего удельного эксплуатационного давления pmax берем наименьшее из двух допустимых удельных контактных давлений значит pmax = 119520 Мпа.
5 Определяем максимальный предельный натяг Nmax:
6 Поправка на смятие микронеровностей
В процессе запрессовки микронеровности на контактных поверхностях деталей сминаются и в соединении получается меньший натяг что уменьшает прочность соединения.
Величина смятия микронеровностей зависит от их высоты метода и условий сборки соединения (без смазки или со смазкой) механических свойств материала деталей и определяется по формулам:
- для материалов с различными механическими свойствами
= 2 (k1Rz1 + k2Rz2) (3.8)
- для материалов с одинаковыми механическими свойствами
= 2 k (Rz1 + Rz2) (3.9)
где k k1 и k2 – коэффициенты учитывающие величину смятия неровностей отверстия втулки и вала; Rz1 и Rz2 – высота неровностей поверхностей вала и отверстия. = 2 (0500·10 + 0500· 63) = 163 мкм
7 Значения натягов при выборе посадок
Nmin расч = Nmin + (3.10)
Nmax расч = Nmax + (3.11)
Nmin расч = 828 + 163 = 2458 мкм
Nmax расч = 20719 + 163 = 22349 мкм
По ГОСТ 25347 – 82 выбираем посадку 30
Nmax = 178 мкм Nmin = 70 мкм.
Nm Nmax Nmax расч условия выполняются.
Допуски и посадки шпоночных соединений
Шпоночные соединения предназначены для соединения валов между собой с помощью специальных устройств (муфт).Шпоночные соединения чаще всего применяют для передачи крутящего момента в разъёмных неподвижных цилиндрических соединениях для закрепления на валах и осях различных тел вращения: втулок зубчатых колёс муфт дисков шкивов рукояток маховиков эксцентриков и других деталей машин.Реже шпоночные соединения применяют в качестве направляющих.Шпонки применяют в случаях когда к точности центрирования соединяемых деталей не предъявляют особых требований.Стандартизованы шпоночные соединения с призматическими сегментными и клиновыми шпонками. Обычно шпоночные соединения разделяются на два типа: ненапряжённые с призматическими и сегментными шпонками и напряжённые с клиновыми шпонками.Использование призматических шпонок даёт возможность более точно центрировать сопрягаемые элементы и получать как неподвижные (в случае применения обыкновенных призматических шпонок) так и скользящие соединения (при использовании направляющих шпонок с креплением на валу).
Соединения с сегментной шпонкой служат для образования только неподвижных соединений.
Соединения с клиновыми шпонками применяются значительно реже они недопустимы при высоких требованиях к соосности соединяемых деталей так как смещают их геометрические оси на размер посадочного зазора. Применяются эти соединения в тех случаях когда подобные смещения осей не имеют существенного значения.
2 Выбираем номинальные размеры шпонки и пазов под нее:
Высота шпонки: h=10 мм.
Ширина шпонки: b=6 мм.
Диаметр шпонки: d=25 мм.
Глубина паза на валу: t1= 75 мм.
Глубина паза во втулке: t2= 28 мм.
3 Выбираем поля допусков в сопряжениях шпонка-паз вала и шпонка-паз втулки:
Поле допуска шпонки: h9.
Поле допуска паза на валу: N9.
Поле допуска паза во втулке: Js9.
4 Определяем параметры посадки в соединении вал-втулка:
4.1 Определяем предельные размеры отверстия 40 Н7:
ES = 0025 мм EI = 0.
4.2 Наибольший диаметр отверстия Dmax [Н.В. Грищенко ( учебно- методическое пособие)]:
Dmax =40+0025 = 40025 мм
4.3 Наименьший диаметр отверстия Dmin:
4.4 Определяем допуск отверстия TD:
TD=0025 – 0 = 0025 мм
4.5 Определяем координату середины поля допуска отверстия Ec:
4.6 Определяем основное отклонение поля допуска отверстия:
4.7 Определяем средний диаметр отверстия Dm:
Dm = 40 + 00125 = 400125 мм
4.8 Определяем предельные размеры вала 40n7:
4.9 Наибольший диаметр вала dmax:
dmax = 40 + 0042 = 40042 мм
4.10 Наименьший диаметр вала dmin:
dmin = 40 + 0017 = 40017 мм
4.11 Определяем допуск вала Td:
Td = dmax – dmin (4.8)
Td = 40042 – 40017 = 0025 мм
4.12 Определяем координату середины поля допуска вала еc:
4.13 Определяем основное отклонение поля допуска вала:
4.14 Определяем средний диаметр вала dm:
dm = 40 + 00295= 400295 мм
4.15 Определяем предельные значения нятягов:
Nmax = dmax – Dmin (4.11)
Nmax = 40042 – 40 = 0042 мм
Наименьший натяг Nmin:
Nmin = dmin – Dmax (4.12)
Nmin = 40017– 40025 = -0008 мм
Определяем средний натяг Nm:
Допуск посадки T(N):
T(N) = Nmax - Nmin (4.14)
T(N) = 0042 + 0008 = 0050 мм
T(N) = TD + Td (4.15)
T(N) = 0025 + 0025 = 0050 мм
5 Выбираем поля допусков и рассчитываем параметры посадки шпонки на вал:
Определяем параметры посадки: ∅6
5.1 Определяем предельные размеры отверстия ∅6 N9:
5.2 Определяем наибольший диаметр отверстия Dmax:
Dmax = 6 + 0022 = 6022 мм
5.3 Определяем наименьший диаметр отверстия Dmin:
Dmin = D + EI (4.17)
5.4 Определяем допуск отверстия TD:
TD = 0022 - 0= 0022 мм
5.5 Определяем координату середины поля допуска отверстия Ec:
5.6 Определяем средний диаметр отверстия:
Dm = 6 + 0011 = 6011 мм
5.7 Определяем основное отклонение поля допуска отверстия:
5.8 Определяем предельные размеры вала ∅6 h9:
5.9 Определяем наибольший диаметр вала dmax:
dmax = d + es (4.21)
5.10 Определяем наименьший диаметр вала dmin:
dmin = d + ei (4.22)
dmin = 6 – 0030 = 5970 мм
5.11 Определяем допуск вала Td:
Td= 0 + 0030 = 0030 мм
5.12 Определяем координату середины поля допуска вала еc:
5.13 Определяем основное отклонение поля допуска вала:
5.14 Определяем средний диаметр вала dm:
dm = 6 – 0015 = 5985 мм
5.15 Определяем предельные значения зазоров и натягов посадки 6:
Smax = Dmax – dmin (4.26)
Smax = 6022 – 5970 = 0052 мм
Nmax = dmax – Dmin (4.27)
T(SN) = TD + Td (4.28)
T(SN) = 0022 + 0030 = 0052 мм
6 Выбираем поля допусков и определяем параметры посадки шпонки во втулке:
6.1 Определяем предельные размеры отверстия ∅6:
6.2 Определяем наибольший диаметр отверстия Dmax:
Dmax = 6 +0015 = 6015 мм
6.3 Определяем наименьший диаметр отверстия Dmin:
Dmin = D + EI (4.30)
Dmin = 6 – 0015 = 5985 мм
6.4 Определяем допуск отверстия TD:
TD = 0015 + 0015 = 0030 мм
6.5 Определяем координату середины поля допуска отверстия Ec:
6.6 Определяем средний диаметр отверстия:
Расчет параметров вала ∅6 h9 приведен выше.
6.7 Определяем предельные значения зазоров и натягов посадки ∅6:
Smax = Dmax – dmin (4.34)
Smax = 6015 – 5970 = 0045 мм
Nmax = dmax – Dmin (4.35)
Nmax = 6 – 5985 = 0015 мм
T(SN) = TD + Td (4.36)
T(SN) = 0030 + 0030 = 0060 мм
7 Назначаем допуски на другие размеры соединения:
Допуск на высоту шпонки h = 10 мм: 10h11.
Допуск на глубину паза на валу t= 75+03.
Допуск на глубину паза во втулке t=28+01.
Выбор и расчет посадок шлицевого соединения
Шлицевое (зубчатое) соединение - соединение вала (охватываемой поверхности) и отверстия (охватывающей поверхности) с помощью шлицов (зубьев) и впадин (пазов) радиально расположенных на поверхности. Обладает большой прочностью обеспечивает соосность вала и отверстия возможностью осевого перемещения детали вдоль оси.
Изготовляют шлицевые соединения различных профилей: прямобочного трапецеидального эвольвентного и треугольного. Прямобочный профиль наиболее распространен. Они применяются для подвижных и неподвижных соединений. Шлицевые соединения имеют то же назначение что и шпоночные но обычно используются при передаче больших крутящих моментов и более высоких требованиях к сооосности.
В шлицевых прямобочных соединениях применяются три способа относительного центрирования вала и втулки: по наружному диаметру (D); по внутреннему диаметру (d) и по боковым поверхностям зубьев (b).
Центрирование по b используется когда не требуется особой точности соосности при передаче значительных моментов в случаях когда недопустимы большие зазоры между боковыми поверхностями вала и втулки (знакопеременный момент). Этот способ центрирования является наиболее простым и экономичным.
Исходные данные для расчета представлены в таблице 3.
Таблица 3– Исходные данные для расчета
Точность центрирования
Внутренний диаметр d = 52
Наружный диаметр D = 58
2Выберем поля допусков посадок шлицевого соединения для заданных условий работы:
) По внутреннему диаметру d:
Поле допуска шлицевой втулки: H11.
Поле допуска шлицевого вала: а11.
) По наружному диаметру D:
Поле допуска шлицевой втулки: H7.
После допуска шлицевого вала: js6.
Поле допуска шлицевой втулки: D9.
Поле допуска шлицевого вала: h9.
Выбранное шлицевое соединение обозначаем в соответствии с ГОСТ 1139-80: .
3Определяем параметры посадки 52 по внутреннему диаметру:
3.1 Определяем предельные размеры отверстия 52 Н11:
Верхнее отклонение: ES = + 190 мкм
Нижнее отклонение: EI = 0 мкм
3.2 Наибольший диаметр отверстия Dmax:
Dmax =52+019= 5219 мм
3.3 Наименьший диаметр отверстия Dmin:
3.4 Определяем допуск отверстия TD:
3.5 Определяем координату середины поля допуска отверстия Ec:
3.6 Определяем основное отклонение поля допуска отверстия:
3.7 Определяем средний диаметр отверстия Dm:
Dm = 52 + 0095 = 52095 мм
3.8 Определяем предельные размеры вала 52a11:
Верхнее отклонение: es = -034 мм
Нижнее отклонение: ei = - 053 мкм
3.9 Наибольший диаметр вала dmax:
dmax = 52 – 034 = 5166 мм
3.10 Наименьший диаметр вала dmin:
dmin = 52 – 053 = 5147 мм
3.11 Определяем допуск вала Td:
Td = - 034 + 053 = 019 мм
3.12 Определяем координату середины поля допуска вала еc:
3.13 Определяем основное отклонение поля допуска вала:
3.14 Определяем средний диаметр вала dm:
dm = 52 – 0435 = 51565 мм
3.15 Определяем основные характеристики посадки: 52
Smax = Dmax – dmin (5.11)
Smax = 5219 – 5147 = 072 мм
Smin = Dmin – dmax (5.12)
Smin = 52 – 5166 = 034 мм
Допуск посадки T(S):
T(S) = Smax – Smin (5.14)
T(S) = 072 – 034 = 038 мм
4 Определяем параметры посадки 58 по наружному диаметру:
4.1 Определяем предельные размеры отверстия 32Н12:
Верхнее отклонение: ES = + 003 мм
Нижнее отклонение: EI = 0 мм
4.2 Наибольший диаметр отверстия Dmax:
Dmax = 58 + 003 = 5803 мм
Dmin =58 + 0 = 58 мм
TD= 003 – 0 = 003 мм
Dm = 58 + 0015 = 58015 мм
4.8 Определяем предельные размеры вала 58js6:
Верхнее отклонение: es = + 00095 мм
Нижнее отклонение: ei = – 00095 мм
dmax = d + es (5.20)
dmax = 58 + 00095 = 580095 мм
dmin = d + ei (5.21)
dmin = 58 – 00095 = 579905 мм
Td = 00095 + 00095 = 0019 мм
4.15 Определяем основные характеристики посадки: 58
Smax = Dmax – dmin (5.25)
Smax = 5803 – 579905 = 00395 мм
T(S) = TD + Td (5.26)
T(S) = 003 + 0019 = 0049 мм
5 Определяем параметры посадки 10 по ширине шлица:
5.1 Определяем предельные размеры отверстия 10D9:
Верхнее отклонение: ES = + 0174 мм
Нижнее отклонение: EI = + 01 мм
5.2 Наибольший диаметр отверстия Dmax:
Dmax = 10 + 0174 = 10174 мм
5.3 Наименьший диаметр отверстия Dmin:
Dmin = 10+01 = 101 мм
TD = 0174 – 01 = 0074 мм
5.6 Определяем основное отклонение поля допуска отверстия:
5.7 Определяем средний диаметр отверстия Dm:
Dm = 10 + 0274 = 10274 мм
5.8 Определяем предельные размеры вала 10h9:
Нижнее отклонение: ei = – 0074 мм
5.9 Наибольший диаметр вала dmax:
dmax = d + es (5.32)
5.10 Наименьший диаметр вала dmin:
dmin = d + ei (5.33)
dmin = 10 – 0074 = 9926 мм
Td = 0 + 0074 = 0074 мм
dm = 10– 0037 = 9963 мм
5.15 Определяем основные характеристики посадки: 10
Smax = Dmax – dmin (5.37)
Smax = 10174 –9926 = 0248 мм
Smin = Dmin – dmax (5.38)
Smin = 101 – 10 = 01 мм
T(S) = Smax – Smin (5.40)
T(S) = 0248 – 01 = 0148 мм
T(S) = TD + Td (5.41)
T(S) = 0047 + 0074 = 0148 мм
Расчет и выпор посадок колец подшипников качения
Расчёт и выбор посадок колец подшипников качения
Подшипник качения-опора вращающейся частимеханизма или машины работающая в условиях преобладающего трения качения. По форме тел качения подшипники качения могут быть шариковыми и роликовыми с различной формой роликов. На наружной поверхности внутреннего кольца и внутренней поверхности наружного выполняются дорожки качения геометрическая форма которых зависит от применяемых в данном подшипнике тел качения. Подшипники качения – наиболее распространенные стандартные сборочные единицы изготавливаемые на специализированных заводах. Они обладают полной внешней взаимозаменяемостью по присоединительным поверхностям определяемым наружным диаметром D наружного кольца и внутренним диаметром d внутреннего кольца и неполной внутренней взаимозаменяемостью между телами качения и кольцами. Вследствие малых допусков зазоров и малой допускаемой разноразмерности комплекта тел качения кольца подшипников и тела качения подбирают селективным методом.
Подшипники качения обладают полной внешней взаимозаменяемостью по присоединительным размерам что позволяет быстро монтировать и заменять изношенные подшипники качения при сохранении их хорошего качества; и неполной внутренней между телами качения и кольцами.Класс точности подшипника выбирают исходя из требований предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма.
Для большинства мехамизмов общего назначения применяют подшипники класса точности 0.
Подшипники более высоких классов точности применяют при больших частотах вращения и в случаях когда требуется высокая точность вращения вала. В гироскопических и других презцизионных приборах и машинах используют подшипники класса 2.Соединения подшипников качения с деталями машин и приборов являются частным случаем гладких цилиндрических соединений весьма распространенным но имеющим свои специфические особенности.
Эти особенности определяются централизованным изготовлением подшипников требующим унификации и стандартизации их присоединительных размеров и особым влиянием посадки подшипников на условия их монтажа и работы.
Подшипник качения воспринимает радиальную нагрузку R. Поскольку внутреннее кольцо вращается относительно нагрузки то оно воспринимает циркуляционное нагружение. Наружное кольцо не вращается относительно нагрузки поэтому оно воспринимает местное нагружение. Для обеспечения равномерного износа беговых дорожек как наружного так и внутреннего колец выберем посадки соответствующие следующим данным:
Величина радиальной нагрузки действующей на опору R= 4500 H
Внутренний диаметр внутреннего кольца d=100 мм
Наружный диаметр наружного кольца D=215 мм
Ширина кольца подшипника B=47 мм
Монтажная фаска r= 40 мм
2 Определяем параметры посадки внутреннего кольца подшипника на вал.
Определяем интенсивность нагрузки по формуле [Н.В. Грищенко ( учебно- методическое пособие)]:
где R - радиальная нагрузка на опору;
K- динамический коэффициент зависящий от характера нагрузки; При перегрузке 275% K=18;
K- коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; K=1;
K- коэффициент учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору; K=1;
b- рабочая ширина посадочного места;
где r- ширина монтажной фаски внутреннего или наружного колец подшипника.
Выбираем посадку: 100
3 Расчет посадки внутреннего кольца подшипника на вал:
3.1Определяем предельные размеры отверстия 100:
3.2 Определяем наибольший диаметр отверстия Dmax:
Dmax = 100 + 0 = 100 мм
3.3 Определяем наименьший диаметр отверстия Dmin:
Dmin = 100 – 0020 = 9998 мм
TD = Dmax – Dmin (6.5)
TD = 100 – 9998 = 0020 мм
3.5 Определяем координату середины поля допуска отверстия Eс:
Dm = 100 – 001 = 9999 мм
3.8 Определяем предельные размеры вала 100
3.9 Определяем наибольший диаметр вала dmax:
dmax = 100 + 0011 = 100011 мм
3.10 Определяем наименьший диаметр вала dmin:
dmin = 100 - 0011 =99989 мм
Td = dmax – dmin (6.10)
Td = 100011 – 99989 = 0022 мм
3.13 Определяем средний диаметр вала dm:
dm = 100 + 0= 100 мм
3.14 Определяем основные характеристики посадки:
Nmax = dmax – Dmin (6.13)
Nmax = 100011 –99989 = 0022 мм
Nmin = dmin – Dmax (6.14)
Nmin = 99989 – 100= - 0011 мм
T(N) = TD + Td (6.16)
T(N) = 002 + 0022 = 0042 мм
4 Определяем параметры посадки наружного кольца подшипника в корпус
Выбираем посадку наружного кольца подшипника в корпус и производим расчет ее характеристик: 215
4.1 Определяем предельные размеры отверстия 215:
4.2 Определяем наибольший диаметр отверстия Dmax:
Dmax = D + ES (6.17)
Dmax = 215 + 005 = 21505 мм
4.3 Определяем наименьший диаметр отверстия Dmin:
Dmin = D + EI (6.18)
Dmin = 215 – 0004 = 214996 мм
TD = Dmax – Dmin (6.19)
TD = 21505 - 214996 = 0054 мм
4.6 Определяем средний диаметр отверстия Dm:
Dm = 215 + 0023 = 215023 мм
4.7 Определяем предельные размеры вала 215
4.8 Определяем наибольший диаметр вала dmax:
dmax = d + es (6.22)
dmax = 215 + 0 = 215 мм
4.9 Определяем наименьший диаметр вала dmin:
dmin = d + ei (6.23)
dmin = 215 - 0030 = 21497 мм
4.10 Определяем допуск вала Td:
Td = dmax – dmin (6.24)
Td = 215 – 21497 = 0030 мм
4.11 Определяем координату середины поля допуска вала еc:
4.12 Определяем основное отклонение поля допуска вала:
4.13 Определяем средний диаметр вала dm:
dm = 215 – 0015 = 214985 мм
4.14 Определяем основные характеристики посадки: 215 Наибольший натяг Nmax:
Nmax = dmax – Dmin (6.27)
Nmax = 215 – 214996 = 0004 мм
Smax = Dmax – dmin (6.28)
Smax = 21505 – 21497 = 008 мм
T(SN) = TD + Td (6.29)
T(SN) = 0054 + 0030 = 0084 мм
Нормирование точностных параметров резьбовых соединений
Нормирование точностных параметров резьбовых соединений.
Резьбовым соединением называется соединение двух деталей с помощью резьбы т.е. элементов деталей имеющих один или несколько равномерно расположенных винтовых выступов резьбы постоянного сечения образованных на боковой поверхности цилиндра или конуса.
В зависимости от вида поверхности на которой она нанесена резьба разделяется на цилиндрическую и коническую (конусную). Кроме того резьбы разделяют на наружные которые часто для краткости называют болтом и внутренние — их часто называют гайкой.
По эксплуатационному признаку т.е. по области применения резьбы бывают следующих видов.
Крепежная резьба используемая для обеспечения разъемного соединения. К этим резьбам предъявляются требования прочности соединения при длительной эксплуатации. Она обычно имеет треугольный профиль и наиболее распространена.
Кинематическая резьба используется для преобразования вращательных движений в поступательные в так называемых винтовых механизмах. Эти резьбы обычно имеют трапецеидальный или круглый профили. Основное требование к этим резьбам — обеспечение точного и плавного перемещения. Во многих случаях они должны обладать способностью выдерживать большие нагрузки.
Трубные и арматурные резьбы — цилиндрические и конические используемые для соединения труб в нефтеперерабатывающей промышленности. Основное требование к этим резьбам — обеспечение герметичности и прочности соединения.
По числу заходов (т.е. по числу винтовых выступов) резьбы бывают однозаходные и многозаходные.
В зависимости от используемых единиц измерения они разделяются на метрические и дюймовые. Наибольшее распространение имеет резьба треугольная с углом профиля 60°- это метрическая резьба.
Выбор и расчёт параметров резьбового соединения.
Таблица- 2 данные для расчета параметров резьбового соединения.
Номинальный диаметр d(D) = 20 мм
Поле допуска среднего диаметра гайки для D2 = 6G.
Поле допуска среднего диаметра болта для d2 =6h.
Поле допуска внутреннего диаметра гайки для D1=6G.
Поле допуска наружного диаметра болта для d =6h.
Поле допуска наружного «диаметра гайки» EI(D1)=EI(D2).
Поле допуска внутреннего «диаметра болта» es(d1)=es(d2).
2 Определяем номинальные значения диаметров:
Номинальный наружный диаметр болта (гайки):
Номинальный средний диаметр болта (гайки):
d2(D2) = d – 1 + 0350 (7.1)
d2(D2) = 20– 1 + 0035 = 19350 (мм).
Номинальный внутренний диаметр болта (гайки):
d1(D1) = d – 2 + 0917 (7.2)
d1(D1) = 20– 2 + 0917 = 18917 (мм).
3 Определяем предельные диаметры болта:
3.1 По среднему диаметру:
d2 max = d2 + es (7.3)
d2 max = 19350 - 0118 = 19232 мм
d2 min = d2 + ei (7.4)
d2 min = 19350 +0 = 19350 мм
3.2 По наружному диаметру:
dmax = 20 - 0118 = 19882 мм
dmin = 20 – 0= 20 мм
3.3 По внутреннему диаметру:
d1max = d1 + es (7.7)
es(d1)=es(d2)= -0118 мм
d1max = 18917 – 0118 = 18799 мм
d1min - не нормируется
4 Определяем предельные диаметры гайки:
4.1 По среднему диаметру:
D2 max = D2 + ES (7.8)
D2 max = 19350 + 0186 = 19536 мм
D2 min = D2 + EI (7.9)
D2 min = 19350 + 0026 = 19376 мм
4.2 По наружному диаметру:
Dmax - не нормируется
Dmin = D + EI (7.10)
EI(D)= EI(D2)=0026 мм
Dmin =20 + 0026 = 20026 мм
4.3 По внутреннему диаметру:
D1 max = D1 + ES (7.11)
D1 max = 18917 + 0262 = 19179 мм
D1 min = D1 + EI (7.12)
D1 min = 18917 + 0026 = 18943 мм
Расчет размерной цепи на максимум - минимум
Расчет размерной цепи на максимум-минимум
Размерная цепь – это совокупность размеров непосредственно участвующих в решении поставленной задачи и образующих замкнутый контур. Замкнутость размерного контура – необходимое условие для анализа и синтеза размерной цепи.
Каждая размерная цепь состоит из звеньев. Размерные параметры входящие в размерную цепь называются звеньями цепи.
Звенья размерных цепей бывают замыкающими и составляющими.
Замыкающее звено – звено размерной цепи являющееся исходным при постановке задачи или получающееся последним в результате ее решения. Составляющее звено – звено размерной цепи функционально связанное с замыкающим звеном.
По характеру воздействия на замыкающее звено составляющие звенья векторные и делятся на увеличивающие и уменьшающие звенья.
Увеличивающее звено – составляющее звено размерной цепи с увеличением которого замыкающее звено уменьшается.
Уменьшающее звено размерной цепи – составляющее звено размерной цепи с увеличением которого замыкающее звено уменьшается.
К задачам размерных цепей относят следующие:
Задача синтеза (прямая задача) – та при которой заданы параметры замыкающего звена (номинальное значение допустимые отклонения и допуски) и требуется определить параметры составляющих звеньев.
Задача анализа (обратная задача) – задача в которой известны параметры составляющих звеньев и требуется определить параметры замыкающего звена.
Решением обратной задачи проверяют правильность решения прямой задачи.
Сущность расчета размерной цепи заключается в установлении допусков предельных отклонений координат их середин номинальных размеров всех звеньев.
Метод полной взаимозаменяемости – метод при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи достигается во всех случаях ее реализации путем включения составляющих звеньев без выбора подбора или изменения их значений. Чтобы обеспечить полную взаимозаменяемость размерные цепи рассчитывают способом на максимум-минимум учитывающим только предельные отклонения звеньев размерной цепи и самые неблагоприятные их сочетания при помощи системы аддитивных допусков. При таких допусках влияние их на издержки производства значительное. Обеспечение заданных предельных отклонений при этом приводит к резкому повышению стоимости а поэтому расчеты экономически оптимальной точности необходимы.
Задача. Имеется размерная цепь состоящая из 8 составляющих звеньев (листы 1 4). Необходимо назначить допуски на составляющие размеры обеспечив полную взаимозаменяемость сборочной единицы при этом размер замыкающего звена должен находится в указанном интервале.
2 Определяем номинальное значение предельные отклонения допуск на зазор и координату середины поля допуска замыкающего звена.
Номинальное значение замыкающего звена БΔ равно:
БΔ = Б4– (Б1+Б2+Б3+В1+В2) (8.1)
БΔ = 215 – (42+36+90+27+20) = 0 мм
Допуск замыкающего звена равен:
ТБΔ = 11 – 02 = 09 мм
Верхнее предельное отклонение замыкающего звена ESБΔ равно:
ESБΔ = 11 – 0 = 11 мм
Нижнее предельное отклонение замыкающего звена EIБΔ равно:
EIБΔ = 02 – 0 = 02 мм
Таким образом значение замыкающего звена может быть записано следующим образом:
Координата середины поля допуска замыкающего звена EсБΔ равна:
3 Определяем число единиц допуска содержащихся в допуске замыкающего звена
Найдём число единиц допуска содержащихся в допуске замыкающего звена (без учёта допуска на ширину подшипников т.к. подшипник является комплектующим изделием и поставляется с определённым допуском):
Следовательно допуски на составляющие звенья следует выбирать из 10 и 11 квалитетов преимущественно из 11-ого.
4 Назначим допуски на составляющие размеры
4.1 Выберем составляющее звено РЦ имеющее наибольший размер и обозначим его Б'.
4.2 Используя понятия охватывающего и охватываемого размера назначим для всех кроме Б' составляющих звеньев РЦ допуски по таблицам допусков.
Б3 = 90 A11(+380+600)
Тогда допуски соответственно равны
5 Определим допуск ТБ'
ТБ' = ТБΔ – (ТБ1 + ТБ2 + ТБ3 + ТВ1 + ТВ2) (8.7)
ТБ' = 900 – (160 + 160 + 220 + 60 + 60) = 240 мкм
6 Определим координату середины поля допуска размера Б'
есБ4= 650 – 80 + 80 + 490 – 30 – 30 = 1080 мкм.
7 Определим предельные отклонения размера Б'
8 Подберём ближайшее стандартное поле допуска на размер Б4=215 мм
9 Проверочный расчёт размерной цепи на максимум-минимум
9.1 Номинальное значение замыкающего звена БΔ равно:
БΔ = Б4– (Б1+Б2+Б3+В1+В2) (8.13)
9.2 Допуск замыкающего размера ТБΔ равен:
ТБΔ = 016 + 016 + 022 + 032 + 0006 + 0006 = 0872 мм
ТБΔ = 0872 ТБΔ исх = 09 – условие выполняется.
9.3 Значения нижнего EIБΔ и верхнего ESБΔ предельных отклонений замыкающего звена равны:
ESБΔ = -160 – (160 + 160 + 220 + 60 + 60) + 9002 = -037 мм
EIБΔ = -160 – (160 + 160 + 220 + 60 + 60) – 9002 = 12 мм
9.4 Значения наибольшего БΔmax и наименьшего БΔmin замыкающего размера равны:
БΔmax = БΔ + ESБΔ (8.17)
БΔmin = БΔ + EIБΔ (8.18)
БΔmax = 0 - 037 = -037 мкм БΔmax исх.
БΔmin = 0 + 12 = 12 мкм > БΔmin исх.
Проверка показала что назначенные предельные отклонения составляющих звеньев обеспечивают требуемую точность замыкающего звена.
В ходе выполнения данной курсовой работы была проанализирована оправочная нормативно- техническая документация определяющая порядок и устанавливающая требования к нормированию показателей качества деталей машины как основы качеств работы всего механизма в целом.
Были рассчитаны параметры посадок с зазором и переходных выбрана и рассчитана посадка с натягом выполнен выбор и расчет посадок колец подшипников качения шпоночного шлицевого и резьбового соединения. Рассчитана размерная цепь.
Список использованных источников
Анурьев В.И. Справочник конструктора = машиностроителя: в 3 т. Т.1. – 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение 2001. – 920 с.
Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч.В.Д. Мягков М.А. Палей А.Б. Романов В.А. Брагинский. 6-е изд. перераб. и доп. – Л.: Машиностроение. Ленинградское отделение 1982. – Ч. 1.543 с.
Н.В.ГрищенкоИ.А.Пучкова. Метрология стандартизация и сертификация. Методические указания 2010г. Курск
Палей М.А. Романов А.Б. Брагинский В.А. Допуски и посадки: Справ. в 2 т. 7-е изд. Л.: Политехника 1991. – 1184 с
Якушев А.И. и др. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения: Учебник для втузов А.И. Якушев Л.Н. Воронцов Н.М. Федотов. – 6-е изд. перераб. и дополн. – М.: Машиностроение 1986. – 352 с.

подшипник.cdw

c.2 лист.cdw

Шпоночное соединение
Схемы полей допусков
стандартных соединений
КГСХА.2.12.221700.62.

шпонка.cdw

Шпоночное соединение
КГСХА.02.12.200503.65.
стандартных соединений
По наружному диаметру