Расчет и выбор посадок для цилиндрических соединений

ПЗпоОВЗ.doc

Нормативные ссылки 4
Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений 6
1 Расчет и выбор посадок с натягом 6
2 Расчет и выбор посадки с зазором 15
ВЫБОР ПОСАДОК РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ 28
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ 31
Выбор посадок для подшипников качения 43
1 Определение нагрузки действующей на подшипники 43
Расчет исполнительных размеров гладких калибров 48
1 Расчет калибра-пробки 48
2 Расчёт калибра - скобы 50
Выбор посадок шпоночного соединения 53
Выбор посадок для шлицевого соединения 55
Выбор степени точности и параметров для контроля зубчатого колеса
Список использованной литературы 60
В настоящем курсовом проекте использованы ссылки на следующие
нормативные документы:
ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Общие требования к текстовым документам
ГОСТ 2.301-68 ЕСКД. Форматы
ГОСТ 2. 309 73 ЕСКД Обозначение шероховатости поверхностей
ГОСТ 520 2002 (ИСО 492 94 ИСО 199 – 97) Подшипники качения. Общие
ГОСТ 1139-80 Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски
ГОСТ 3325 85 Подшипники качения. Поля допусков и технические
требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки
ГОСТ 16093-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая.
ГОСТ 23360-78 Соединения шпоночные с призматическими шпонками
Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки
ГОСТ 25347-82 ЕСДП. Поля допусков и рекомендуемые посадки
ГОСТ 24853-81 Калибры гладкие для размеров до 599 мм. Допуски.
ГОСТ 27284-87 Калибры. Термины и определения
РД 50635 87 Методические указания. Цепи размерные. Основные понятия.
Методы расчета линейных и угловых цепей
Разнообразие деталей узлов и механизмов независимо от их назначения
объединяет общая характеристика – требование к точности которая
определяет их эксплуатационные показатели а следовательно и гарантирует
качество продукции. Требования к точности нормированы что позволяет
конструировать и изготавливать взаимозаменяемые изделия.
Применение принципов взаимозаменяемости позволяет упрощать процессы
сборки и ремонта экономически обосновывать модернизацию производства
широко использовать кооперирование заводов. Целью курсового проекта
является приобретение самостоятельного опыта в конструировании типовых
изделий в соответствии с принципами взаимозаменяемости.
Работа над курсовым проектированием позволит реально использовать
навыки по чтению чертежей расчету посадок использованию нормативных
документов практически освоить и закрепить знания полученные при изучении
курса взаимозаменяемости.
Основной задачей курсового проектирования является по предлагаемой
модели компрессора определить функциональное назначение конструктивных
элементов; определить узлы где использованы посадки с зазором натягом и
переходные; обосновать их выбор с применением расчетных методов;
проанализировать и рассчитать размерные цепи при назначении допусков;
рассчитать и выбрать посадки для подшипников качения.
Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений
Расчет и выбор посадок с натягом
Перед началом расчета необходимо проанализировать конструкцию
компрессора и определить узлы в которых детали сопряжены неподвижно т. е.
Так как в соединении втулки с головкой шатуна осевые нагрузки
отсутствуют то необходимо рассчитать только максимальный крутящий момент
который создается силой газа действующей на поршень и движением шатуна.
Компрессор для которого ведутся расчеты одноступенчатый поэтому
принимаем предельное значение рабочего давления равным 07 МПа.
На рисунке 1.1 рассмотрена схема действия сил на палец кривошипа:
Рисунок 1.1 - Схема действия сил на палец кривошипа
Известно что cила с которой газ действует на поршень Fгаза Н
площадью S определяется по формуле:
где p – рабочее давление МПа;
S – площадь поршня м2.
где [pic] - диаметр поршня.
В соответствии с рисунком 1.1 определяют тангенциальную составляющую
силы давления газа [pic] Н:
где [pic] - максимальный угол наклона шатуна определяемый
конструктивно. [pic]=10[pic]
Максимальный крутящий момент [pic] в соединении палец – втулка
рассчитываем по известной зависимости:
где h – плечо действия тангенциальной составляющей силы газа м
иллюстрированное на рисунке 1.1.
Для расчета минимального натяга необходимо найти минимальное
давление [pic] на поверхности контакта втулки и шатуна по зависимости [2
где D – номинальный диаметр соединения м;
f - коэффициент трения при относительном вращении деталей.
Численное значение коэффициента трения для материалов используемых в
данном компрессоре принять равным 007.
Минимальный натяг [pic] определяют по формуле [2 с.24]:
где С1 С2 – коэффициенты Ляме вычисляют по следующим зависимостям:
где[pic] [pic] – в соответствии с рисунком 1.2 внутренний диаметр
втулки и наружный диаметр головки шатуна м:
Рисунок 1.2 - Наружный диаметр головки шатуна и внутренний диаметр втулки
E1 E2 – модули упругости материала шатуна и втулки МПа.
Численные значения коэффициентов Пуассона и модулей упругости выбирают
Таблица 1.1 - Значения Е и для некоторых материалов
Сталь 40 206·105 028
Сталь40Х 185·105 03
Бронза БрОЦС4 – 4 - 25 075·105 035
Бронза БрОЦС4 – 4 - 4 072·105 038
Значения Е и для предлагаемого варианта равны:
Выполняют подстановку в вышеуказанные зависимости:
Далее минимальный натяг рассчитанный по формуле (1.6) необходимо
В процессе запрессовки на поверхности деталей сминаются
микронеровности и в соединении создается меньший натяг поэтому следует
минимальный натяг рассчитанный по формуле (1.6) увеличить на значение
[pic] – шероховатость сопрягаемой поверхности втулки в мкм.
Значения шероховатостей назначают по рекомендации [3 c.463]:
Окончательное значение наименьшего расчетного натяга определяют по
Для расчета максимального натяга [pic] необходимо найти максимальное
давление на контактных поверхностях которое определяется из условий
прочности сопрягаемых деталей.
В качестве максимального давления [pic] выбирается меньшее из
допустимых рассчитанных по формулам известным из теории касательных
напряжений [1 с.224]:
где [pic] - пределы текучести материалов при растяжении МПа
выбираются из таблицы 1.2:
Таблица 1.2 - Пределы текучести для некоторых материалов
Материал Пределы текучести
Бронза БрОЦС4 – 4 – 4 360
Бронза БрОЦС4 – 4 – 25 350
Выбирают следующие пределы текучести:
Рассчитывают давления:
Рассчитав оба давления выбирают и принимают за допустимое давление
меньшее из полученных значений.
Максимальный расчетный натяг определяют по формуле:
По найденным значениям максимального и минимального натягов [pic] и
[pic] выбирают по ГОСТ 25347 ближайшую посадку удовлетворяющую
необходимому условию прочности:
Для наглядности строят схему расположения полей допусков рассчитанных
натягов и выбранной посадки:
Рисунок 1.3 - Схема расположения полей допусков посадки с натягом
Далее необходимо рассчитать запас прочности который определяют по
величине эксплуатационного Сэ и технологического Ст запасов прочности.
Анализируя схему на рисунке 1.3 рассчитывают величину
эксплуатационного запаса прочности:
Рассчитывают величину технологического запаса прочности:
Определяют суммарную величину эксплуатационного и технологического
Находят процентное соотношение эксплуатационного и технологического
Технологический запас прочности больше экономического запаса значит
прочность соединения при эксплуатации рекомендуемая.
Расчет и выбор посадки с зазором
Наиболее распространенным типом подвижных соединений являются
подшипники скольжения или вкладыши. При проектировании опор скольжения
необходимо помнить что надежную и долговечную их работу обеспечивают
зазоры при которых трение вкладыша и цапфы осуществляется бесконтактно
Сущность метода основана на гидродинамической теории смазки и
заключается в выборе необходимого интервала зазоров Smin и Smax между
валом и подшипником в котором мог бы поместиться такой слой смазки
который бы обеспечил наилучшие условия работы подшипника.
Рисунок 1.4 – Расчетная схема определения посадок для подшипников
Из рисунка 1.4 видно что при вращении вал как бы всплывает смещаясь
в сторону. При вращении силы трения увлекают смазку в клиновой зазор h
между валом и подшипником. Качество надежность и долговечность работы
подшипника зависят от толщины масляного слоя на которую будет влиять зазор
S. Необходимо зазор выбрать таким чтобы при всплытии вала клиновой зазор h
обеспечивал устойчивый масляный слой.
Исходя из сказанного находят величину минимального клинового зазора
hmin и устанавливают зависимость между h и S. Для обеспечения жидкостного
трения необходимо чтобы микронеровности цапфы и вкладыша не касались при
работе подшипника. Это возможно при условии [1 с.11]:
где Rzd RzD - высота неровностей вкладышей подшипника и цапфы вала в
мкм выбираются в соответствии с рекомендациями [3 с.461];
Δд – добавка учитывающая разного рода отклонения от принятого режима
k – коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя.
Согласно этим условиям рассчитывают [pic]
Так как подшипник должен иметь необходимую несущую способность то
определяют удельное давление р Па на контактных поверхностях подшипника и
где R – радиальная нагрузка Н действующая на подшипник. Для данного
курсового проекта ее принимают равной силе давления газа рассчитанной
ранее по формуле (1.1).
D – диаметр цапфы вала в м.
Для выбора оптимальной посадки необходимо знать зависимость толщины
масляного слоя в месте наибольшего сближения цапфы и вкладыша от зазора S
при постоянных значениях отношения ld. Экспериментально установлено что
эта зависимость имеет один и тот же вид при различных режимах работы
подшипника а жидкостная смазка создается лишь в определенном диапазоне
ограниченном Smin и Smax.
При определенной частоте вращения вала создается равновесие
гидродинамического давления и сил действующих на опору. Положение вала в
состоянии гидродинамического равновесия определяется абсолютным e и
относительным равным 2еS эксцентриситетами.
Используя известную зависимость из [2 с.20] определяют безразмерную
величину А связывающую одной зависимостью относительный эксцентриситет
отношение lD удельное давления р и выбранную динамическую вязкость масла.
где – динамическая вязкость масла при рабочей температуре в Па·с
(для данного подшипника выбирают равной 43·10-3 Н·см2 из конструктивных
– угловая скорость цапфы в радс.
Значение угловой скорости определяется из формулы:
где n – число оборотов вала обмин.
n = 600 обмин из конструктивных соображений.
Рассчитывают отношение длины контакта сопряжения к его диаметру -
По найденным значениям величины А и lD по таблице 1.3 в которой
представлена зависимость А от lD [1 с.12] определяют значения [pic]
Рисунок 1.5 – График изменения А от [pic]
Максимальный и минимальный зазор определяют по зависимостям:
Для максимального зазора:
Так как был принят больший относительный эксцентриситет т. е. 03
тогда по формуле (1.19) значение h не равно hmin.. Его необходимо
рассчитать дополнительно используя формулу (1.24):
где А03 выбирают из таблицы равным 0339 для min равному 03.
Подставив значение h в формулу (1.25) получают значение минимального
Учитывая полученные значения максимального и минимального зазора
выбирают наиболее подходящую посадку по ГОСТ 25347 и строят схему
расположения полей допусков.
[pic]Рисунок 1.6 - Схема расположения полей допусков посадки с зазором
Выбранную посадку проверяют на обеспечение минимального слоя смазки
hmin т.е. при наибольшем зазоре. За наибольший зазор принимают наиболее
вероятный зазор приближенный к среднему [3 с.334]:
[pic] вычисляют по формуле:
Должно выполняться условие - [pic]
[pic]112 – не верно.
Проверяют посадку на достаточность толщины слоя смазки:
Рассчитывают коэффициент запаса прочности [1 с.14]:
где [pic]и [pic] - конструктивные допуски на установление вкладыша.
[pic]- посадка выбрана правильно.
Расчет и выбор переходной посадки
Выбор переходных посадок производится по аналогии с известными и
хорошо работающими соединениями. Расчеты выполняются в основном как
проверочные. Они могут включать расчет вероятности получения зазоров и
натягов в соединении; расчет наибольшего зазора по известному предельно
допустимому эксцентриситету соединяемых деталей; расчет прочности
Рассмотрим расчет вероятности получения зазоров и натягов в
соединении для выбранной посадки 78[pic].
Для выбранной переходной посадки строят схему расположения полей
Определяют наименьший dmin и Dmin средний dcp и Dcp максимальный
dmax и Dmax диаметры соответственно для вала и отверстия мм:
где D и d – номинальные размеры соответственно отверстия и валамм;
EI и ei – нижнее отклонение соответственно поля допуска
отверстия и вала мм;
TD и Td – поля допусков соответственно для отверстия и вала
ES и es – верхнее отклонение соответственно отверстия и вала
Рисунок 6 – Схема расположения полей допусков
Определяют поле допуска для отверстия TD мм и вала Td мм
Определяют максимальный натяг Nmax мкм и зазор Smax мкм:
Вероятность распределения зазора и натяга в переходных посадках
определяют используя закон нормального распределения случайных величин.
Ветви теоретической кривой нормального распределения уходят в
бесконечность асимптотически приближаясь к оси абсцисс.
Площадь ограниченная кривой нормального распределения и осью
абсцисс равна вероятности того что случайная величина лежит в интервале
от -3 до +3. Эта вероятность как вероятность достоверного события
равна 1 или 100 [pic] и определяется интегралом который является
Так как по заданию требуется рассчитать вероятность распределения
натягов и зазоров с доверительной вероятностью 09973 то z = [pic]3.
В предположении что погрешности изготовления сопрягаемых деталей
подчиняются закону нормального распределения а центр их группирования
совпадает с полем допуска TD и Td мкм определяют среднеквадратичное
отклонение размеров сопрягаемых деталей по формуле:
где D d – среднеквадратичное отклонение размеров соответственно
отверстия и вала мкм.
С учётом данных формул находят D d мкм:
Находят суммарное квадратичное отклонение Σ мкм:
Определяют величину среднего зазора Sср мкм:
Величина Sср определяет положение центра группирования соединений
относительно начала их отсчета Х= Sср. На оси Х-Х эта точка обозначается
Х’=0. Эта точка отделяет зазор от натяга.
На оси Z-Z’ эта точка определяется
Получают значение функции Лапласа Ф0(Z) = 03264.
Определяют относительное количество соединений с зазором S%:
Определяют фактическое значение наибольших зазоров Smax мкм и
Используя все полученные ранее значения строят кривую распределения
зазоров и натягов (рис. 1.8 ) по зависимости:
где Y – плотность вероятности;
– среднеквадратичное отклонение случайных величин мкм.
Рисунок 7 – Кривая нормального распределения
ВЫБОР ПОСАДОК РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Для резьбы М8 выбираем посадку 6Н6g. Основные параметры резьбы берем
из таблицы 2.11[1 c.30]:
средний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d2(D2) = 735 мм;
наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки d(D)= 8 мм;
внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки d1(D1)=6917
Расчет предельных размеров для болта мм
d1min – не нормируется
d2min =735 – 0138=7212 мм.
Расчет предельных размеров для гайки мм
Dmax – не нормируется
Строят схему расположения полей допусков для внутренней и наружной
Рисунок 8 – Схема расположения допусков для наружной резьбы
Рисунок 9 – Схема расположения допусков для внутренней резьбы
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
При конструировании механизмов машин приборов и других изделий
проектировании технологических процессов выборе средств и методов
измерений возникает необходимость в проведении размерного анализа с
помощью которого достигается правильное соотношение взаимосвязанных
размеров определяются допустимые ошибки (допуски). Подобные
геометрические расчеты выполняют с применением теории размерных цепей.
При решении размерных цепей существуют две задачи: прямая и обратная
отличающиеся последовательностью расчетов. Решением обратной задачи
проверяется правильность решения прямой задачи.
Существуют следующие методы расчета размерных цепей: метод полной
взаимозаменяемости теоретико-вероятностный метод метод селективной
сборки метод пригонки и метод регулирования.
Рассмотрим решение размерной цепи методом полной взаимозаменяемости
и теоретико-вероятностным методом.
1 Расчётная схема размерной цепи
Рисунок 8 – Расчетная схема размерной цепи
Рисунок 9 – Расчётная схема
В прямой задаче по известным номинальным размерам всех звеньев и
допуску отклонениям исходного звена определяют допуски и отклонения всех
остальных звеньев. Решим прямую задачу методами полной и неполной
2.1 Метод полной взаимозаменяемости
Метод при котором требуемая точность замыкающего звена размерной
цепи получается при любом сочетании размеров составляющих звеньев. При
этом предполагают что в размерной цепи одновременно могут оказаться все
звенья с предельными значениями причем в любом из двух наиболее
неблагоприятных сочетаний (все увеличивающие звенья с верхними
предельными размерами а уменьшающие с нижними и наоборот). Такой метод
расчета который учитывает эти неблагоприятные сочетания называется
методом расчета на максимум - минимум.
Данные получаемые в процессе решения задачи заносят в таблицу (таб.
Определяют номинальный размер замыкающего звена по формуле [1 с.
где n и p – число соответственно увеличивающих и уменьшающих звеньев
AΔ – номинальный размер замыкающего звена.
В соответствии с рекомендациями назначают допуск и предельные
отклонения замыкающего звена мкм:
где TΔ – допуск замыкающего звена;
[pic]и [pic]- соответственно нижнее и верхнее предельные отклонения
замыкающего звена мкм;
Рассчитывают допуски всех составляющих звеньев по способу одной
степени точности. Определяют единицы допуска ij для каждого из
составляющих звеньев согласно рекомендациям [1 c. 79]:
Определяют число единиц допуска по формуле [1 c. 79]:
где к – число единиц допуска;
m – количество звеньев размерной цепи включая замыкающее звено;
Найденное число единиц допуска лежит в пределах стандартных значений
к=16 (7 квалитет) и к=25 (8 квалитет) что означает что часть звеньев
должна изготавливаться по 7 квалитету а часть по 8. Назначают допуски и
отклонения для каждого из звеньев. Результаты заносят в таблицу (таблица
Обозна-чеНоминаль-ный Обозначен. Квали-Допуск
ние звенаразмер мм. основного тет Т мкм. ES(Aj) EI(Aj) Ec
АΔ 035 - - 200 +200 0 100
A1 17 h 7 21 0 -21 -105
A2 225 h 7 46 0 -46 -23
A3 17 h 7 21 0 -21 -105
A4 565 js 7 12 +6 -6 0
A5 298 h 8 81 0 -81 -405
Делают проверку правильности назначения посадок по формуле [1 c.
где Tj – допуск j-того звена.
2.2 Метод неполной взаимозаменяемости
Это метод при котором требуемая точность замыкающего звена размерной
цепи получается не при любых сочетаниях а при ранее обусловленной части
сочетаний размеров составляющих звеньев.
Сборка осуществляется без пригонки регулировки и подбора звеньев.
Метод исходит из предположения что сочетание действительных размеров
составляющих звеньев в изделии носит случайный характер и вероятность
того что все звенья с самыми неблагоприятными сочетаниями окажутся в
одном изделии весьма мала.
Такой метод расчета который учитывает рассеяние размеров и
вероятность их различных сочетаний называется вероятностным методом
В соответствии с рекомендациями [1 c. 84] выбирают процент риска Р и
соответствующий ему коэффициент риска t. Для данной работы:
Для принятых значений рассчитывают количество единиц допуска по
где [pic] - коэффициент учитывающий характер рассеяния размеров. Для
нормального распределения [pic].
к=40 (9 квалитет) что означает что звенья должны изготавливаться по 9
квалитету. Результаты заносят в таблицу (таблица 3.2).
A1 19 h 9 52 0 -52 -26
A2 225 h 9 115 0 -115 -575
A3 19 h 9 52 0 -52 -26
A5 269 h 9 130 0 -130 -65
Определяют истинный процент брака [1 с. 84]:
что соответствует 017% брака. Полагают что такой процент брака
В обратной задаче по известным номинальным размерам допускам и
отклонениям составляющих звеньев и определяют номинальный размер допуск
и отклонение замыкающего звена.
В соответствии с требованиями предъявляемыми к точности изготовления
деталей входящих в размерную цепь назначают допуск и предельные
отклонения данным деталям. Обратной задачей определяют обеспечивается ли
необходимый номинальный размер замыкающего звена его допуск и предельные
Решим обратную задачу методами полной и неполной взаимозаменяемости.
3.1 Метод полной взаимозаменяемости
Составляют таблицу в которую заносят номинальные размеры всех
звеньев их отклонения квалитеты и допуски (таблица 4).
A1 и А4 – стандартные изделия допуски которых определены по ГОСТ
Допуски остальных составляющих звеньев определяют по ГОСТ 25347.
АΔ 035 - - 230 +100 -130 -15
A1 19 h 7 21 0 -21 -105
A3 19 h 7 21 0 -21 -105
Определяют допуск замыкающего звена по формуле [1 c. 78]:
где Tj – допуск j-того звена;
TΔ = Т1+Т2+Т3+Т4+Т5+Т6;
TΔ = 130+12+21+46+21=230 мкм.
Определяют предельные отклонения замыкающего звена по формуле [1 c.
[pic] и [pic] - соответственно нижнее и верхнее предельные отклонения
j-того увеличивающего звена мкм;
j-того уменьшающего звена мкм.
3.2 Метод неполной взаимозаменяемости
звеньев их отклонения квалитеты и допуски (таблица 5).
АΔ 035 - - 1416 50 -92 -21
Определяют допуск замыкающего звена по зависимости [1 с. 83]:
соответствующий ему коэффициент риска t а так же закон распределения.
Закон распределения нормальный[pic].
Определяют координату середины допуска замыкающего звена по формуле
[pic] - середина допуска j-того уменьшающего звена мкм.
Определяют предельные отклонения замыкающего звена по формулам
Выбор посадок для подшипников качения
Определение нагрузки действующей на подшипники
Посадки подшипника качения выбирают в зависимости от типа и размера
подшипника условий его эксплуатации значений и характера действующих на
него нагрузок и вида нагружения колец.
Составляют схему нагружения и определяют реакции опор действующих в
подшипниках установленных на коленчатом валу компрессора.
Рисунок 4.1 - Расчётная схема нагружения компрессора
Из рисунка 4.1 радиальная сила действующая на коленчатый вал будет
складываться из двух радиальных сил [pic] Н:
где α – угол между [p
Определяют окружное усилие на коленчатом валу:
где l – расстояние от оси цапфы до оси коленчатого вала в м.
Строят расчетную схему нагружения вала определяют реакции в опорах:
Рисунок 4.2 – Расчетная схема нагружения вала
Составляют уравнения сумм моментов и находят реакции в опорах:
Из вышеуказанных уравнений определяют итоговые реакции:
Расчёты ведут по более нагруженному подшипнику.
Для циркуляционного нагружения определяют интенсивность нагрузки FR
где Кn = 1 – динамический коэффициент посадки;
F = 1 – коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга
FA = 1 – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки
между рядами роликов;
B - ширина кольца подшипника м;
r- радиус фаски кольца
[pic]Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допусков колец подшипника Р6 –
Определяют наибольший зазор Smax и наибольший натяг Nmax выбранной
посадки при установке колец подшипников на вал.
посадки при установке колец подшипников в корпус.
В соответствии с ГОСТ 3325 - 85 выбирают допуски формы и расположения
посадочных и опорных торцевых поверхностей заплечиков валов и отверстий
корпусов а также параметры шероховатости.
[pic]Рисунок 4.4 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца
Расчет исполнительных размеров гладких калибров
Годность деталей с допуском от IT6 до IT17 при массовом и
крупносерийном производстве проверяют предельными калибрами. С помощью
калибров проверяют не числовое значение контролируемых параметров а
годность детали т.е. выясняют выходит ли контролируемый параметр за
нижний или верхний предел размера.
Для расчета по ГОСТ 24853 находим следующие нормируемые параметры:
Н – допуск на изготовление калибра для отверстия;
Н1 – допуск на изготовление калибра для вала;
Z Z1 – отклонение середины поля допуска проходящего калибра пробки и
скобы соответственно;
y y1 – допустимый выход размера изношенного проходного калибра
пробки и скобы соответственно за границу поля допуска.
Расчет калибра-пробки
Исполнительные размеры калибров определяют по формулам приведенным в
Определяют предельные размеры подшипника Dmax и Dmin в мм назначив
отклонения по ГОСТ 25347 для отверстии по Н7.
Для 7 квалитета в необходимом интервале размеров по ГОСТ 24853 находят
параметры для расчета калибра-пробки: Z y и Н в мкм.
[pic]Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков калибра - пробки
Рассчитывают предельные размеры непроходной и проходной сторон калибра
из формул приведенных в ГОСТ 24853.
Условно стороны обозначаются:
НЕmax = 7203 + 00052 = 720325 мм.
НЕmin = 7203 - 00052 = 720275 мм.
ПРmax = Dmin + Z + H2
ПРmax = 72 + 0004 + 00052 = 720065 мм.
ПРmin = Dmin + Z - H2.
ПРmin = 72 + 0004 – 00052 = 720015 мм.
Для проходных калибров которые в процессе контроля изнашиваются
кроме допуска на изготовление предусматривается допуск на износ.
Диаметр изношенного калибра-пробки определяют из формулы:
Dизн = 33 – 0003 = 32997 мм.
Рисунок 5.2 – Эскиз калибра-пробки
Расчёт калибра - скобы
Расчет калибра – скобы определяют по формулам приведенным в ГОСТ
Предельные отклонения для него назначают по е6.
По ГОСТ 24853 для 6 квалитета находят параметры необходимые для
расчета калибра-скобы: Z1 y1 и Н1 в мкм.
Определяют предельные размеры контролируемого вала dmax и dmin:
dmax = 30 + 0006 = 29994 мм.
dmin = 30 – 0006 = 30006мм.
Рисунок 5.3 – Схема расположения полей допусков калибра-скобы
ПРmin – проходная сторона минимальный размер.
Из схемы расположения полей допусков показанной на рисунке 5.3
НЕmax = 29994+ 0002 = 29996 мм.
НЕmin = 29994 – 0002 = 29992 мм.
ПРmax = dmax - Z1 + H12
ПРmax = 30006 – 0003 + 0002 = 30005мм.
ПРmin = dmax - Z1 - H12.
ПРmin = 30006– 0003 – 0002 = 30001мм.
Определяют диаметр изношенного калибра-скобы в мм:
Dизн = 30006+ 0003 = 30009 мм.
Рисунок 5.4 – Эскиз калибра-скобы
Выбор посадок шпоночного соединения
Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами зубчатых
колес шкивов маховиков муфт и других деталей не требующих точного
В данном курсовом проекте шпоночное соединенение применяется для
соединения с валом маховика.
Выбирают по ГОСТ 23360-78 отклонения для заданных размеров шпонки.
t1=35 – глубина на валу мм;
t2=28 – глубина на втулке мм;
r = 025 – радиус мм;
d = 20 – диаметр вала мм.
Строят схему расположения полей допусков выбранного шпоночного
Рисунок 6.1 – Схема расположения полей допусков шпоночного соединения
[pic]Рисунок 6.2 – Эскизы сечения деталей шпоночного соединения
Выбор посадок для шлицевого соединения
Шлицевые соединения кроме крутящих моментов осуществляют еще и
центрирование сопрягаемых деталей и передают большие крутящие моменты чем
шпонки. Имеют меньшие перекосы и смещения.
В данном курсовом проекте шлицевое соединение используют для фиксации
Допуски и посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем
определяют по ГОСТ 1139 в соответствии с их назначением и принятой системой
центрирование шлицевого соединения по внешнему диаметру;
z = 6 – число зубьев;
d = 26 – внутренний диаметр мм;
D = 30 – наружный диаметр мм;
b = 6 – ширина зуба мм;
средняя серия соединения.
Условное обозначение шлицевого соединения в соответствие с ГОСТ 1139:
Таблица 7.1 – Отклонения размеров шлицевого соединения
Детали Обозначение Размеры мм Допуск мкмОтклонения мкм
Рисунок 7.1 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения
Контроль шлицевых соединений производят комплексными проходными
калибрами и поэлементными непроходными калибрами.
Из механических передач применяемых в машиностроении наибольшее
распространение получили зубчатые передачи так как обладают рядом
существенных преимуществ перед другими передачами.
Одним из основных показателей качества работы зубчатых передач
является их точность. Многообразное назначение зубчатых колес диктуют
различные требования к их точности.
По ГОСТ 1643 определим нормы точности для рассматриваемого зубчатого
колеса обозначаемого 7-А ГОСТ 1643 – 81:
Зубчатое колесо обладает степенью точности 7 по всем трем нормам с
видом сопряжения зубчатых колес А и соответствием между видом сопряжения и
видом допуска на боковой зазор а также между видом сопряжения и классом
отклонений межосевого расстояния.
Таблица 8.1 – Нормы точности зубчатого колеса в мкм
Наименование параметра Обозначение Численный
Прямозубое зубчатое колесо m 3
Исходные Число зубьев шестерни и колеса z 22
Степень точности и вид сопряжения - 7-А
Допуск на кинематическую [pic] 45+14=59
кинема- Допуск на радиальное биение [pic] 50
тической зубчатого венца
точности Допуск на накопленную погрешность [pic] 60
Допуск на колебание длины общей [pic] 22
Допуск на колебание измерительного
межосевого расстояния [pic] 56
Допуск на погрешность обката [pic] 22
Допуск на местную кинематическую [pic] 25
Предельные отклонения шага [pic] ±14
Предельные отклонения [pic] ±13
Нормы шага зацепления
плавнос- Допуск на погрешность профиля зуба[pic] 11
межосевого расстояния на одном [pic] 20
допуск на циклическую погрешность [pic] 75
Продольные отклонения осевых шагов[pic] ±18
контакта Допуск на суммарную погрешность [pic] 25
зубьев контактной линии
Допуск на направление зуба [pic] 16
Гарантированный боковой зазор [pic] 190
Нормы Наименьшее дополнительное смещениеEHs 200
бокового исходного контура
зазора Допуск на смещение исходного ТН 180
Наименьшее отклонение средней EWms 151
длины общей нормали
Допуск на среднюю длину общей TWm 100
Допуск на длину общей нормали TW 120
Наименьшее отклонение толщины зубаEcs 100
Допуск на толщину зуба Тс 140
Список использованной литературы
Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения. А.И.
Якушев Л.Н. Воронцов Н.М. Федотов. М.: Машиностроение 1987. 352с.
Допуски и посадки. Выбор и расчет указание на чертежах: Учеб.
пособие. 2-е изд. перераб. и доп. В.И. Анухин.- СПбГТУ 2001. 219с.
Метрология стандартизация и сертификация: Учеб. для вузов. Я.М.
Радкевич А.Г. Схиртладзе Б.И. Локтионов. М.: Высш. шк. 2004.
Поршневые компрессоры. Теория конструкции и основы проектирования.
М.И. Френкель изд-во «Машиностроение». 1969. 744с.
Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч. В.Д.Мягков М.А. Палей А.Б.
Романов В.А. Брагинский.- Л.: Машиностроение. 1982 Ч. 1. 543с.
Романов В.А. Брагинский.- Л.: Машиностроение. 1983 Ч. 2. 448с.
Проектирование механических передач. Учебно – справочное пособие по
курсовому проектированию механических передач. С.А. Чернавский Г.А.
Снесарев изд. «Альянс». 590с.
ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам.- Взамен ГОСТ
105-79 ГОСТ 2.906-71; Введ. 01.07.96. М.: Из-во стандартов. 1995.
ГОСТ 3325-85. Подшипники качения. Поля допусков и технические
требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки. Взамен
ГОСТ 3325-55; Введ. 01.01.87.-М.: Из-во стандартов. 1994. 105с.
ГОСТ 25347-82. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система
допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки. –Введ.
07.90. М.: Из-во стандартов 1991. 57с.
Исполнительные размеры калибров: Справочник. М.А. Медовой. В 2-х ч.
М.: Машиностроение. 1980.
В процессе работы были выполнены: расчеты посадок для гладких
цилиндрических поверхностей подшипников качения резьбового шлицевого и
шпоночного соединений расчет размерной цепи определение параметров
калибров выбраны нормы точности зубчатого колеса.
При изготовлении и эксплуатации компрессора исследуемого в данном
курсовом проекте необходимо было точно соблюсти все данные рекомендации по
выполнению размеров узлов деталей и их соединений для наибольшей
надежности и долговечности его работы.
МАХТ 003.010. 000 ПЗ

Чертеж.cdw