Курсовая мсс - Нормирование точности и технические измерения

курсовая мсс.docx

Определение основных элементов гладких цилиндрических соединений
Определение предельных размеров и допусков отверстия и вала
=- = 60030 – 63=0030
=- = 63021 - 63002=0019
Определение величины предельных зазоров или натягов допуск посадки тип посадки.
Тип посадки – переходный так как в сопряжении при различных сочетаниях действительных размеров отверстий и валов имеют место и зазоры и натяги
=-=63030 – 63002= 0028
T (N S) = Smax + Nmax= 0028 + 0021= 0049
Проверка допуска посадки
T (N S) = TD + Td= 0030 + 0019= 0049
Определить квалитеты точности и основные отклонения отверстия и вала систему посадки.
Посадка в системе отверстия EI = 0 (основное отклонение H)
Значение единицы допуска мкм:
Интервал номинальных размеров мм
Квалитеты точности отверстия и вала:
aD = TD i = 30186=16 (7 квалитет)
ad = Td i =19186=10 (6 квалитет)
Обозначение соединения
Номинальный размер мм
Допуск посадки T мм
Условное обозначение
Основное отклонение
буквенное обозначение значение мм
буквенное обозначение
Схема расположения полей допусков деталей заданного соединения.
Эскизы соединения в сборе и отдельных деталей.
Вал 63g6 - шлифование чистовое Ra 15
Отверстие 63H7 - развёртывание чистовое Ra 32
Расчет посадок с натягом.
Расчетным методом выбрать посадку с натягом для конкретных условий эксплуатации соединения с учетом крутящего момента размеров сопрягаемых деталей и физико-механических свойств материалов.
????=????1=????2=03 (коэффициент Пуассона)
Порядок расчета посадок с натягом:
Определить требуемое минимальное удельное давление [] на контактных поверхностях:
f - коэффициент трения.
Определить значение наименьшего расчетного натяга способного передать заданный крутящий момент
где р - давление на поверхности контакта вала и втулки;
d – номинальный диаметр сопрягаемых деталей;
- коэффициенты жесткости учитывающие ослабление натяга при полном вале и тонкостенном корпусе. (коэффициент Ламэ)
Определить минимальный допустимый натяг
По величине [] используя ГОСТ 25347-82 выбрать посадку по критерию:
Проверим выбранную посадку по условию прочности для этого необходимо определить максимальное давление возникающее при максимальном натяге посадки а затем определить напряжения на контактных поверхностях втулки и вала.
Провести проверку на прочность выбранной посадки.
Данная посадка по условию прочности соответствует.
Определение основных элементов соединений при селективной сборке
Величина группового допуска(Тгр) мкм 18
Определить значения предельных отклонений допусков и предельных размеров вала и отверстия
Определить величины предельных зазоров или натягов в соединении
=-=9090 – 8910= 0180
TS = Smax + Smin= 0180 + 0 = 0180
T S = TD + Td= 0090 + 0090= 0180
Определить число групп сортировки
Вычертить схему полей допусков заданного соединения с групповыми допусками для селективной сборки.
Sгрmax=Smax – TD+ TDn=018 – 0090+00905=0072
Sгрmin=Smin+ Td - Tdn=0+0090 - 00905=0072
Составить карту сортировщика.
Номер размерной группы
Расчет и выбор посадок подшипников качения .
Обозначение подшипника: 214;
Радиальная нагрузка: 7500 Н;
Характер нагрузки: динамическая нагрзука;
Вращающаяся деталь: корпус;
Определить конструктивные размеры заданного подшипника качения (ГОСТ 8338-75)
Внутренний диаметр мм – d=70
Наружный диаметрмм – D=125
Ширина кольца мм – b=24
Радиус закругления фаски мм – r=25
Установить вид нагружения колец подшипника.
Внутреннее кольцо – местное неподвижное;
Наружное кольцо – циркуляционное.
Выбрать поля допусков внутреннего и наружного диаметров подшипника
Рассчитать и выбрать поля допусков вала и корпуса сопрягаемых с подшипником качения
Интенсивность нагрузки подсчитывается по формуле:
где R - радиальная реакция опоры Н;
b - рабочая ширина посадочного места м (b = B - 2 r B - ширина подшипника; r - радиус закругления или ширина фаски кольца);
KП - динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150% умеренных толчках и вибрации KП = 1; при перегрузке до 300% сильных толчках и вибрации KП = 1.8) ;
F - коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (для сплошного вала или массивного корпуса F = 1);
FА - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками. Для радиальных однорядных подшипников FA = 1.
Задача №5 Выбор посадок для шпоночного соединения
Для шпоночного соединения ( вала = 24мм нормальный вид шпоночного соединения) построим схемы расположения полей допусков рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги).
Шпоночное соединение - один из видов соединений вала со втулкой в котором использован дополнительный конструктивный элемент (шпонка) предназначенный для предотвращения их взаимного поворота. Чаще всего шпонка используется для передачи крутящего момента в соединении вала с зубчатым колесом или со шкивом неподвижных по отношению друг к другу.
Размеры сечений шпонок и пазов стандартизованы и выбираются по соответствующим стандартам в зависимости от диаметра вала а вид шпоночного соединения определяется условиями его работы.
Рис.5 Основные размеры соединения c призматической шпонкой где
h- высота шпонки;t1- глубина паза вала;t2- глубина паза втулки;
b- ширина шпонки и пазов втулки;d- диаметр сопряжения;
l- длина шпонки и паза вала
Определяем по ГОСТу 23360 - 78 номинальные размеры деталей шпоночного соединения:
ширина шпонки - b= 7 мм
высота шпонки - h=7 мм
длина шпонки - 1ш =32 мм
глубина паза вала - tl= 4 мм
глубина паза втулки - t2 = 33 мм
Шпонка 7х7х32 ГОСТ 23360 - 78
Выбираем посадки по b для соединений: паз вала - шпонка - 7 паз втулки - шпонка 7Js9h9. Определяем по ГОСТу 2534747-82 предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения их допуски предельные зазоры и натяги. Производим расчет по ширине паза вала В1=7N9:
Предельные размеры ширины паза вала:
Производим расчет по ширине шпонки b2=12h9:
Производим расчет по ширине паза втулки В1=7JS9:
Рассчитываем предельные зазоры:
Посадка шпонка-паз вала 7N9h9 –
Nmax=es-EI=0- (-43) =43мкм Smax=ES-ei=0- (-43) =43мкм
Посадка шпонка-паз ступицы 12Js9h9 –
Nmax=es-EI=0- (-21) =21мкм Smax=ES-ei=21- (-43) =64мкм
Строим схему расположения соединений 7N9h9 и 7JS9h9.
Рисунок 6 - схема расположения соединений 12N9h9 и 12JS9h9.
Производим расчет по высоте шпонки h=8h11:
Предельные размеры шпонки по высоте:
Расчет по глубине паза вала:
Предельные размеры паза вала:
Расчет по глубине паза втулки:
Определяем предельные зазоры в посадке:
Производим расчет по длине шпонки l=32h14:
Предельные размеры шпонки по длине:
Производим расчет по длине шпоночного паза в валу L=32H15:
Предельные размеры длины шпоночного паза в валу:
Строим схему расположения полей допусков шпоночного соединения по длине:
Рисунок 7 - схема расположения полей допусков шпоночного соединения по длине.
Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки вала и втулки Ra= 3.2 мкм а несопрягаемых поверхностей - Ra=63 мкм. Выбираем экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка - шлифование плоское получистовое; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.
Эскизы нормального шпоночного соединения его деталей схема расположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный в пределах которого находятся как отклонения ширины паза так и отклонения его расположения. Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контроль элементными калибрами производится до контроля комплексными калибрами.
На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производит с помощью предельных калибров.
Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d+ t2) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала t симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.
При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения а при восстановлении желательно применять предельные калибры.
Задача №6 Выбор посадок для шлицевых соединений
Для шлицевого соединения 8x32x38 (z x d x D) z-число зубьев. подвижное большая (динамическая) твердая (имеющая высокую твердость)
Шлицевое соединение - вид соединения валов со втулками по поверхностям сложного профиля с продольными выступами (шлицами) и впадинами.
Существуют три способа центрирования сопрягаемых прямобочных шлицевых втулки и вала: по наружному диаметруD(рис.26 а); по внутреннему диаметруd(рис.26 б); по боковым сторонам зубьевb (рис.26 в).
Рис.8 Центрирование в прямобочных шлицевых соединениях
При назначении допусков формы и расположения элементов шлицевых соединений можно руководствоваться следующими рекомендациями (рис.9).
) для прямобочных шлицевых соединений:
· допуски параллельности плоскости симметрии зубьев вала и пазов втулки относительно оси центрирующей поверхности не должны превышать на длине 100 мм: 003 мм - в соединениях повышенной точности определяемой допусками размеровbот IТ6 до 005 мм - в соединениях нормальной точности при допусках размеровbот IT9 до IT10. При центрировании по боковым сторонам шлиц выбирают дополнительную базу - ось одной из нецентрирующих поверхностей шлицевого вала (обычно с более жестким допуском);
· допуски радиального биения центрирующих поверхностей шлицев относительно общей оси посадочных поверхностей под подшипники следует назначать по 7-ой степени точности ГОСТ 24643 при допусках центрирующих поверхностей 6.8 квалитетов и по 8-ой степени точности при допусках центрирующих поверхностей 9.10 квалитетов;
Рис.9 Обозначения допусков параллельности и радиального биения элементов наружной шлицевой поверхности:
а - при центрировании по внутреннему диаметру;
б - при центрировании по наружному диаметру;
в - при центрировании по боковым сторонам шлиц.
Рассмотрим прямобочное шлицевое соединение с центрированием по внутреннему диаметру b: b-8x32H11 не менее d1х38H12a11x6F8js7
шлицевого соединения с числом зубьевz= 8внутренним диаметромd =32 мм
наружным диаметромD= 38 мм
шириной зубаb= 6 мм.
По ГОСТ - 1139-80 определяем что данное шлицевое соединение относится к средней серии.
Рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги) для сопряжения 6F8js7:
Smax = ES - ei = +6.035- (-5997) =12028мм.
Smin = EI - es = 6013-6007=0.006мм.
Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Рис.12 - схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги) для сопряжения 32H11не менее d1:
Smax = Dmax - dmin = +42.16-(-404)=8256мм.
Рис.10 - схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Рассчитаем предельные размеры зазоры (натяги) для сопряжения 38H12a11:
Smax = ES - ei = +0.25- (-0.48) =0.73мм.
Smin = EI - es = 0- (-0.32) =0.32мм.
Рис.11 - схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей
Точность и шероховатость центрирующего размера b предпочтительно:
Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения Поэлементный контроль охватывает диаметры валов отверстий толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении контролируют в условном обозначении контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.
Выбор степеней точности и посадок резьбового соединения.
Для соединения «болт - корпус» выбираем посадку с зазором 7H7g6g посадку выбирали из числа рекомендуемых т.к. корпус выполнен из алюминиевого сплава длина свинчивания увеличенная и равна 15 мм и принимается точный класс точности.
Итоговые данные по выбору посадок.
Обозначение на чертеже
Номинальные размеры пара-метров резьбы мм
Предельные отклонения диаметров резьбы мкм
Выбор степеней точности и вида сопряжения зубчатой передачи.
Выбор степеней точности зубчатого колеса
По степени точности зубчатые колеса и передачи подразделяются в порядке убывания точности на 12 степеней. При выборе степеней точности зубчатого колеса учитывается назначение передачи режим ее работы требования к надежности и долговечности и т.п. Все показатели точности сгруппированы в три нормы: норму кинематической точности норму плавности работы и норму контакта зубьев. Т.к. по условию необходима «бесшумность работы» то мы должны будем выбрать степень точности необходимую для бесшумности работы зубчатой передачи.
В зависимости от окружной скорости выбираем степень кинематической точности равную 6 (высокая) так как (1 табл.5.12 с. 857).
Расчет бокового зазора и выбор вида сопряжения
Гарантированный боковой зазор находится по формуле (1.стр. 873):
где V – толщина слоя смазки между зубьями;
– межосевое расстояние;
и – коэффициенты линейного расширения материала колеса и корпуса;
и – отклонение температур колеса и корпуса от 20°С;
– угол профиля исходного контура (1. стр. 837).
Величина толщины слоя смазки зависит от способа смазывания и окружной скорости колес. Ориентировочно ее можно определить по формуле (1. стр. 873):
где m – модуль зубчатого колеса мм.
Межосевое расстояние определим по формуле (2 с.160):
где d1 и d2 – начальные диаметры шестерни и колеса.
мм; мм (2. стр 160).
где z1 = 56 и - число зубьев шестерни и колеса.
Из условия выбираем вид сопряжения зубьев С (1 табл. 5.16 с. 863) для которого мкм.
Наибольший боковой зазор получаемый между зубьями в передаче не ограничен стандартом. Принимаем вид допуска соответствующий виду сопряжения т.е. виду сопряжения С соответствует вид допуска с (1 табл. 5.23 с. 874).
Наибольший боковой зазор определяется по формуле (1. стр.873):
где TH1 = 95мкм и TH2 = 110мкм – соответственно допуск на смещение контура колес зубчатой передачи (1 табл 5.18 с.866);
fa = 258=116мкм – алгебраическая разность верхнего и нижнего отклонений межосевого расстояния зубчатой передачи (1 табл. 5.16 с.863).
Итоговые данные по выбор и расчёту точности зубчатой передачи
Норма точности и вид сопряжения
Наименование и обозначение контрольного параметра
Числовое значение параметра
Кинематической точности – С
Допуск на радиальное биение зубчатого венца
Допуск на накопленную погрешность шага по зубчатому колесу
Плавности работы – С
Предельные отклонение шага
Допуск на погрешность профиля
Суммарное пятно контакта %
По высоте не менее 40
По длине не менее 50
Допуск на параллельность осей
Допуск на перекос осей
Условное обозначение зубчатой передачи
– 7 – 7 – С ГОСТ 1643
Ширина зубчатых колес b=15 мм.
Числовые значения параметров взяты из (1.табл.5.7 5.8 5.9 5.10 стр.845-852).
Определение допусков и предельных отклонений размеров входящих в размерную цепь.
Расчет размерной цепи методом на максимум-минимум.
)Составляем размерную цепь.
Для этого необходимо на основе анализа взаимосвязи и взаимозависимости между размерами деталей узла установить какие размеры влияют на размер замыкающего (исходного) звена указанного на чертеже узла. Размеры с предельными отклонениями стандартизованных деталей которые входят в размерную цепь (ширина B колец подшипников и высота буртиков крышек подшипников) необходимо установить по соответствующим стандартам.
Определяем какие из составляющих звеньев размерной цепи являются увеличивающими а какие уменьшающими (1. стр. 552).
Увеличивающие звенья – Б7.
Уменьшающие звенья – Б1 Б2 Б4 Б5 Б6 B.
В качестве зависимого звена принимаем Б7.
Составим основное уравнение размерной цепи (1. стр. 559) и определим номинальный размер замыкающего звена Б:
где Б1 Б2 Бm+n – номинальные значения всех звеньев размерной цепи;
2 m+n – коэффициенты характеризующие расположение звеньев по величине и направлению или передаточные отношения.
Номинальный размер замыкающего звена Б определяется по следующей формуле (1. стр. 560):
Определяем среднее число единиц допуска ac составляющих звеньев кроме зависимого звена по формуле (1 с.561):
где ТБ - допуск замыкающего (исходного) звена мкм;
ТВ – допуск ширины кольца подшипника;
к1 – число подшипников размер В которых входит в размерную цепь;
i – значения единиц допуска составляющих звеньев.
Применим способ допусков одного квалитета так как все составляющие цепь размеры могут быть выполнены с допуском одного квалитета. Значения i выбираем из (1 табл.3.3 с.564).
По (1 табл. 1.8 с.43) принимаем 6-й квалитет.
)Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету кроме зависимого звена (1 табл. 1.8 с.43).
ТВ = 200 мкм (стандартизированное изделие).
Допуск зависимого звена определяем по формуле:
где ТБj – допуски составляющих звеньев.
Устанавливаем предельные отклонения размеров составляющих звеньев кроме зависимого звена.
Б7 – охватывающий размер а Б1 В Б3 Б4 Б5 и Б6 – охватываемые. Соответственно предельные отклонения для них назначаются как для основного отверстия и основного вала.
Звено размерной цепи
Предельные отклонения мкм
)Определяем координаты середин полей допусков составляющих звеньев и замыкающего звена.
Координата середины поля допуска зависимого звена входящего в число увеличивающих звеньев определяется по формуле:
где - координаты середин полей допусков увеличивающих звеньев размерной цепи;
- координаты середин полей допусков уменьшающих звеньев размерной цепи.
)Определяем предельные отклонения зависимого звена по формуле:
Расчет размерной цепи вероятностным методом.
Порядок расчета размерных цепей теоретико-вероятностным методом тот же что и методом по максимум-минимум.
Условия для расчёта размерной цепи вероятностным методом следующие:
- процент риска принят р=027%
- кривая рассеяния действительных размеров звеньев цепи имеет нормальный закон распределения
- центр группирования действительных отклонений размеров звеньев цепи совпадает со средними отклонениями табличных полей допусков размеров.
)Определяем среднее число единиц допуска ac составляющих звеньев по формуле (1 с.561):
По таблице (1 табл. 1.8 с.43) принимаем 11-й квалитет.
)Назначаем допуски на составляющие звенья по установленному квалитету (1 табл. 1.8 с.43)
ТВ = 200 мкм (стандартизованное изделие).
)Определяем предельные отклонения зависимого звена по формуле:;
Данные расчёта размерной цепи.
Замыкающее звено цепи Б
Составляющие звенья цепи Бj с указанием их предельных отклонений