Нормирование показателей качества деталей машин и взаимозаменяемость соединений

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

Chertezh2.cdw

КГСХА.2.12.221700.62

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.

c.2 лист.cdw

Шпоночное соединение
Схемы полей допусков
стандартных соединений
КГСХА.2.12.221700.62.