Выбор посадок для типовых соединений вариант 18

Стерхов курсовая МСС.docx

Министерство сельского хозяйства Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образование учреждение высшего образования
«Уральский государственный аграрный университет»
Факультет инженерных технологий
Кафедра технологии материалов и ремонта машин
«Выбор посадок для типовых соединений»
по дисциплине «Метрология стандартизация и сертификация»
Студент гр. ТС в АПК 3 курс Стерхов Е.М.
Доцент к.т.н. Казанцева Н.К.
Задача №1.Определение основных элементов гладких цилиндрических соединений.3
Задача№2.Расчет и выбор посадки для соединения с натягом.5
Задача №3.Определение основных элементов соединений при селективной сборке.7
Задача№4.Расчет и выбор посадок подшипников качения.9
Задача №5.Определение допусков для зубчатых колес12
Задача№6.Расчет размерных цепей.15
Задача №1.Определение основных элементов гладких цилиндрических соединений.
Дано: отверстие - ; вал – .
Определение предельных размеров отверстия производится по формулам:
Определение примерных размеров вала производится по формулам:
Допуск отверстия (TD) и вала (Td) определяем по формулам:
Предельные зазоры (S) и их допуски определяются по формулам:
Рисунок 1 - Схема расположения интервалов и допусков
Определяем систему посадки:
Определяем квалитеты точности отверстия и вала для чего найдем коэффициенты их точности по формулам:
Где i – единица допуска в зависимости от номинального размера. Определяется по таблице 1.1 i = 131.
По таблице 1.2 определяем что значение «а» для отверстия -8 квалитет и для вала соответствует - 7 квалитет.
Определяем буквенное обозначение основного отклонения:
По таблице из ГОСТ 25346 – 2013 поле допуска отверстия – Е8; поле допуска вала –
Окончательно можно записать:
Результаты расчета запишем в таблицу:
Обозначение соединения
Номинальный размер мм
Допуск посадки T мкм
Условное обозначение
буквенное обозначение
Предельное отклонение мм
Предельные размеры мм
Задача№2.Расчет и выбор посадки для соединения с натягом.
Дано: d = 60 мм; d1=95 мм; d2=0; Mкр=1300 Нм;
Rz1=63 мкм; Rz2=32 мкм; f=01; E1=E2=21105 МПа; Сталь 50.
Определим наименьшее давление в соединении необходимое для передачи крутящего момента за счет сил трения:
Определим необходимую величину минимального расчетного натяга:
Определим коэффициент жесткости:
Определим минимальный допустимый натяг:
Выбираем посадку с натягом используя ГОСТ 25347-2013 по критерию:
Рассмотрим посадку . Предельные отклонение отверстия и вала указаны в ГОСТ 25347-2013.
Отверстие ES = +46 мкм EI = 0.
Вал es = +148 мкм ei = +102.
Данная посадка подходит т.к. неравенство выполняется: 56 ≥ 42.
Вычертим схему расположений интервалов допусков для посадки
Рисунок 2 - Схема расположения интервалов допусков
Проверим посадку по условию прочности для этого определим максимальное удельное давление возникающее при максимальном натяге посадки а затем определим напряжение на поверхностях втулки и вала:
Проведем проверку на прочность выбранной посадки
где — предел текучести материалов втулки и вала
Задача №3.Определение основных элементов соединений при селективной сборке.
Дано: Номинальный размер соединения -
Интервалы допусков деталей: отверстие - ; вал -
Величина группового допуска Тгр = 7мкм.
Находим предельные отклонения по ГОСТ 25347-2013:
Отверстие – ES = 21 мкм; EI = 0 мкм.
Вал – es = 69; ei = 48 мкм.
Допуски: Отверстие – TD = ES – EI = 21 мкм.
Вал – Td = es – ei = 21 мкм.
Предельные размеры: Отверстие – Dmax = D + ES = 24098 мм.
Dmin = D + EI = 24065 мм.
Вал – dmax = d + es = 24000 мм.
Dmin = d + ei = 23967 мм.
Посадка – это посадка с натягом в системе отверстия.
Nmax = dmax – Dmin = 30069 – 30= 0069 мкм.
Nmin = dmin – Dmax = 30048-30021=0027 мкм.
Для того чтобы зазоры или натяги во всех группах были одинаковыми при селективной сборке используют посадки в которых допуски отверстия и вала равны т.е. TD = Td где TD и Td - допуски отверстия и вала соответственно. В таком случае равны и групповые допуски
Число групп ( n ) сортировки определяется по формулам:
Выполняем схему интервалов допусков заданного соединения с групповыми допусками для селективной сборки:
Рисунок 3 - Схема интервалов допусков соединения подвергаемого селективной сборке
Составляем карту сортировщика:
Номер размерной группы
Задача№4.Расчет и выбор посадок подшипников качения.
Дано: Обозначение подшипника - №408;
Радиальная нагрузка – 6000 Н;
Режим работы – тяжёлый;
Рекомендуемый класс точности – 0 6;
Узел где установлен подшипник качения – электродвигатель мощностью свыше 100 кВт.
Определим основные размеры подшипника по заданному обозначению подшипника 408 используя ГОСТ 8338-75.
Диаметр внутреннего кольца – d = 40 мм;
Диаметр наружного кольца – D = 110мм;
Ширина кольца подшипника – B = 27 мм;
Определим вид нагружения колец подшипников:
В нашей задаче рассматривается узел – электродвигатель следовательно наружное кольцо неподвижно а внутреннее – вращается.
При радиальной нагрузке кольцо подшипника может испытывать местное или циркуляционное нагружение.
Местное нагружение кольца – такой вид нагружения при котором действующая на подшипник результирующая радиальная нагрузка постоянно воспринимается одним и тем же ограниченным участком дорожки качения этого кольца и передается соответствующему участку посадочной поверхности вала или корпуса.
Циркуляционное нагружения кольца – такой вид нагружения при котором действующая на подшипник результирующая радиальная нагрузка воспринимается и передается телами качения в процессе вращения последовательно по всей дорожке качения а следовательно и всей посадочной поверхности вала или корпуса.
Для электродвигателя картина следующая:
наружное кольцо подшипника неподвижно при воздействии радиальной нагрузке равной 6000Н следовательно оно испытывает местное нагружение; внутреннее кольцо подшипника вращается при воздействии радиальной нагрузке равной 6000Н следовательно оно испытывает циркуляционное нагружение.
Определим рекомендуемые посадки для наружного и внутреннего колец подшипника используя ГОСТ 3325-85.
Посадка на вал: внутреннее кольцо – циркуляционное нагружение режим работы – нормальный.
Посадка в корпус: наружное кольцо – местное нагружение режим работы – нормальный.
Определим численные значения предельных отклонения сопрягаемых деталей используя ГОСТ 3325-85 при посадке на вал и при посадке в корпус. Построим схемы.
Посадка на вал класс точности 6.
ES = 0 EI = -12 мкм;
Рисунок 4.1 - Схема расположения интервалов допусков при посадке на вал
Посадка – это посадка с натягом в которой Nmax = 30 мкм и Nmin= 2мкм.
Посадка в корпус класс точности 6.
Рисунок 4.2. - Схема расположения интервалов допусков при посадке подшипника в корпус
Посадка – это посадка с зазором Smax = 48 мкм а Smin = 0.
Рис.4.3 Эскиз сборочного узла с подшипниками качения и посадочных поверхностей вала и отверстия:
а) посадка подшипника на вал;
б) посадка подшипника в корпус;
в) посадочная поверхность вала;
г) посадочная поверхность корпуса.
Задача №5.Определение допусков для зубчатых колес
число зубьев = 160; = 320;
ширина зубчатого венца В= 130 мм;
назначение узла с зубчатой передачей -Привод сушильных цилиндров бумагоделательной машины;
окружная скорость v= 2 ммин.;
угол наклона зубьев - нет ;
температура зубчатого венца = ;
температура корпуса = .
- коэффициент линейного расширения материала зубчатого колеса (легированная сталь) = ;
- коэффициент линейного расширения материала корпуса (чугун) = ;
температура зубчатого колеса = ;
Определим основные параметры зубчатого колеса и зубчатой передачи.
1.Делительный диаметр зубчатого колеса:
2.Межосевое расстояние зубчатой передачи:
3.Величина масляного слоя:
Коэффициент выбирается от 10 до 30 в зависимости от от величины окружной скорости: чем выше скорость тем больше значение коэффициента. В нашем случае окружная скорость v= 2 ммин. - средняя скорость поэтому выбираем коэффициент равный 10.
Формула эмпирическая значение модуля подставляем в мм а ответ получаем в мкм.
Определим точность зубчатого колеса по назначению механизма.
Известно три способа нормирования точности зубчатых колес:
В нашем случае для привода сушильных цилиндров бумагоделательной машины наибольшее значение имеют нормы контакта поэтому по этим нормам назначаем самую высокую точность.
С учетом все вышесказанного назначаем степень точности: 8 – 7 – 6.
– степень точности по нормам кинематической точности;
– степень точности по нормам плавности;
– степень точности по нормам контакта.
Определим величину минимального бокового зазора зубчатой передачи
где V – толщина смазочного слоя = 50 мкм (см. п.1.3)
- межосевое расстояние – 1200 мм (см. п.1.2.)
и - температурные коэффициенты линейного расширения материалов колес и корпуса; значения приведены в исходных данных
и отклонения температуры колеса и корпуса от нормальной:
Значения температур приведены в исходных данных
Определим вид сопряжения зубчатого колеса
Рекомендации по выбору вида сопряжения приведены в ГОСТ 1643-81. Используя стандартные нормы бокового зазора определить вид сопряжения зубчатой передачи по критерию:
В нашем случае при межосевом расстоянии а = 1200 мм вид сопряжения В т.к. 26341 ≤ 420.
Назначим комплекс контроля зубчатого колеса и определим
численные значения показателей контроля.
Численные значения показателей контроля зубчатого колеса
показателя и численное значение
Допуск на радиальное биение
Допуск на колебание дины общей нормали
Отклонение шага зацепления
Погрешность направления зуба
Нормы бокового зазора
Дополнительное смещение исходного контура
Отклонение длины общей нормали
Отклонение толщины зуба
Все эти данные надо определить по ГОСТ 1643.
Нормы кинематической точности степень точности 8
Нормы плавности степень точности 7
Допуск на радиальное биение
Определим предельные значения геометрических параметров при контроле точности изготовления зубчатых колес
Для толщины зуба по хорде задаётся наименьшее отклонение толщины зуба и допуск на толщину зуба
Номинальные параметры толщины зуба определяются следующим образом:
С учетом предельных отклонений на толщину зуба по постоянной хорде получаем данные для контроля зубчатого колеса:
Задача№6.Расчет размерных цепей.
Определить номинальные размеры допуски и предельные отклонения всех составляющих звеньев конструктивного узла приведенного на рис.1
Рис. 1 Эскиз узла редуктора
– корпус; 2 6 –втулка; 3-зубчатое колесо;4-вал;
– подшипник качения.
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РЕШЕНИЯ методом max & min
Выявим по сборочному чертежу узла (рис.1) сборочную размерную цепь и изобразим ее в виде схемы (рис.2.) затем определим характер составляющих звеньев (увеличивающие или уменьшающие).
Рис.2. Схема размерной цепи
L1 L3 –увеличивающие звенья
L2 L4 L5 L6L7 – уменьшающие звенья
LΔ – замыкающее звено
Определим неизвестный номинальный размер составляющего звена L1 используя основное уравнение теории размерных цепей
n- число увеличивающих звеньев в размерной цепи;
m- число уменьшающих звеньев в размерной цепи;
j – номер составляющего звена.
Для нашей размерной цепи уравнение имеет следующий вид:
Определим неизвестные допуски составляющих звеньев.
При методе одного квалитета число единиц допуска определяется по формуле:
Для нашей размерной цепи:
где i – единица допуска которая определяется величиной номинального размера звена.
По найденному значению =4306 определяем квалитет с помощью стандарта ГОСТ 25346-89 (табл. 7.14.) и он составляет квалитет 10.
Далее надо проверить правильность выбранного квалитета по следующей формуле:
Данное неравенство не выполняется следовательно квалитет выбран неверно и необходимо взять более точный квалитет выбираем квалитет 9.
Определим неизвестные предельные отклонения составляющих звеньев.
при решении прямой задачи методом max & min
Характер составляющего звена
ни вал ни отвер-стие
Верхнее предельное отклонение ES
Нижнее предельное отклонение EI
Координата середины поля допуска
В процессе расчета размерных цепей важно сохранить следующее равенство середин полей допусков:
где - координата середины поля допуска замыкающего звена;
– координата середины поля допуска i-го составляющего звена.
Решаем это уравнение относительно звена L4 и находим средину поля допуска компенсирующего звена:
Затем находим предельные отклонения для звена L4 :
Конечный результат расчета размерной цепи методом max & min представлен в табл. 2
Номинальные размеры допуски и предельные отклонения всех составляющих звеньев