Розрахунок вибір і обгрунтування посадок з`єднань

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.


Нажми чтобы узнать.
скачати

Міністерство сільського господарства і продовольства Республіки Білорусь

Установа освіти

«Білоруський державний аграрний технічний університет»

Кафедра опору матеріалів і деталей машин

Курсова робота

з дисципліни «Основи стандартизації та взаємозамінності»

"Розрахунок, вибір і обгрунтування посадок з'єднань"

03.48.303.00.000.ПЗ

Варіант: 3

Виконав: студент 3 курсу

Гасюлевіч А.А.

Група: 4 МПТ

Шифр: 1 - 74 червня 2001

Керівник: Романюк М.М.

Мінськ 2008

Реферат

Курсова робота з основ стандартизації та взаємозамінності студента 3 курсу 4мпт групи агромеханіческого факультету Гасюлевіча А.А.

Складається з сторінок пояснювальної записки, в тому числі малюнків, 7 таблиць та графічної частини, що включає фрагмент редуктора і робочого креслення валу, виконаних на ватмані формату А3.

Перелік ключових слів:

Взаємозамінність, допуски, квалітет, посадка, зазор, натяг, стандартизація, контроль, вимір.

Представлені результати виконання 4-х завдань, які охоплюють основні розділи курсу.

У завданні 1 методом подібності (аналогії) зроблений вибір посадок для гладких циліндричних з'єднань, вибір посадок для шпонкових з'єднань, замість шпоночно з'єднання зубчасте колесо-вал призначено шлицевое з'єднання.

У завданні 2 замість шпоночно з'єднання зубчасте колесо-вал розрахована і обрана посадка з натягом.

У завданні 3 на підставі розрахунків обрана посадка для підшипників кочення. Для заданого номінального діаметра з'єднання, допустимого радіального биття втулки на валу і ймовірності появи зазорів і натягiв у з'єднанні обрана перехідна посадка.

У завданні 4 по заданому замикаючому ланці складальної одиниці виявлена ​​і розрахована методом максимуму мінімуму та імовірнісним методом розмірна ланцюг.

Зміст

Введення

1. Вибір посадок методом подібності

1.1 Вибір посадок для гладких циліндричних з'єднань

1.2 Вибір посадок для шпонкових з'єднань

1.3 Вибір посадок для шліцьових з'єднань

2. Вибір посадок розрахунковим методом

2.1 Розрахунок і вибір посадок з натягом

3. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

4. Рішення лінійних розмірних ланцюгів

4.1 Рішення лінійних розмірних ланцюгів методом повної взаємозамінності

4.2 Рішення лінійних розмірних ланцюгів імовірнісним методом

Список використаних джерел

Програми

Введення

Програмою курсу «Основи стандартизації та взаємозамінності» передбачено виконання курсової роботи, мета якої перевірка знань студентів з дисципліни. Найважливіша властивість сукупності виробів - Взаємозамінність значною мірою визначає техніко-економічні пристрою.

Така роль взаємозамінності обумовлена ​​тим, що вона пов'язує в єдине ціле конструювання, технологію виробництва і контроль виробів у будь-якій галузі промисловості.

В основі взаємозамінності лежить стандартизація, об'єктом якої у машинобудуванні є точність, взаємозамінність і технічні вимірювання. Взаємозамінність деталей, вузлів і агрегатів неможливо забезпечити без розвитку та застосування прогресивних методів контролю. Стандартизація і уніфікація деталей і складальних одиниць сприяє прискоренню і поліпшенню конструювання, виготовлення, експлуатації та ремонту машин. Складальної одиницею є вузол редуктора. Даний редуктор застосовується для зниження оборотів передаються від двигуна до споживача та підвищення крутного моменту на виході. Даний редуктор є первинною чи вторинною ступенем.

1. Вибір посадок методом подібності

1.1 Вибір посадок для гладких циліндричних з'єднань

Для гладких циліндричних з'єднань, розташованих на швидкохідному валу, обгрунтувати вибір системи, посадок, квалітетів. Для всіх сполук на валу визначити граничні відхилення, розрахувати граничні розміри, допуски, зазори (натяг), допуски посадок, призначити шорсткість поверхонь, що сполучаються і допуски форми.

Викреслити робочий креслення валу, креслення складальної одиниці, проставити посадки. Вибрати засоби вимірювання. Викреслити схему розташування полів допусків.

Визначаємо силові фактори, що діють на вал:

Крутний момент на валу:

Нм

де: Рв - потужність на вихідному валу редуктора, кВт;

n - частота обертання вала, об / хв

Визначаємо діаметр вихідного кінця валу по допускаються напруженням кручення - / 1 / с. 294

= 22,48 мм

де: [τ] = 20 ... 35 МПа - допустимі напруження кручення

Приймаємо значення діаметра із стандартного ряду бажаних чисел / 2 /, ч1, с. 34, з урахуванням ослаблення поперечного перерізу вихідного кінця шпонковим пазом. d = 24мм.

Визначаємо зусилля, які діють в зачепленні:

У зачепленні діють:

Окружне зусилля / 1 / с. 279:

= 795,83 Н

DТ = Z1 * m = 60 * 3 = 180мм

де: DТ - ділильний діаметр колеса тихохідної ступені:

m - модуль зачеплення

Радіальне зусилля / 1 / с. 281:

Frт = Ftт * tg α = 795,83 * tg 20 ˚ = 795,83 * 0,364 = 289,65 Н

Fm = 795,83 * = 159,166 Н

Визначаємо реакції опор.

Будуємо схему сил, діючих на вал:

Площина YZ

ΣMa = 0-Fr * 60,3 - Rby * 84,8 = 0 Rву = -289,65 * 60,3 / 84,8 = -205,9 H

ΣMв = 0 Fr * 24,5 + Ray * 84,8 = 0 Ray = -289,65 * 24,5 / 84,8 = -83,6 H

Площина XZ

ΣMa = 0-Fm * 75,5 - Ft * 60,3 + Rbx * 84,8 = 0 Rвx = (795,83 / 60,3-159,166 * 75,5) / 84,8 = 424,1 H

ΣMв = 0 Ft * 24,5 + Fm * 160,3 + Rax * 84,8 = 0 Rax =- 530,8 H

Визначаємо сумарні реакції опор:

Ra = = 537,3 H

Rв = 471,4 H

Визначаємо тип підшипників встановлених на валу.

Визначаємо відношення ΣFa / R = 0 ΣFa = 0, тому осьова навантаження відсутня. Вибираємо кулькові радіальні підшипники середньої серії № 306. d = 30мм, D = 72мм, В = 19мм, r = 2мм.

Призначаємо і обгрунтовуємо посадки для з'єднань, розташованих на проміжному валу, результати зводимо в таблицю 1.1

Вибір засобів вимірювання.

Вибираємо прилади для вимірювання валу і отвори, що задовольняють умові δ ≥ δ ін. Вибрані засоби вимірювання представлені в табл.1.2, де: δ - що допускається похибка вимірювання, що залежить від допуску вимірюваного вироби, δ ін - гранична похибка засобів вимірювання.

Таблиця 1.2 - Об'єкти вимірювання та метрологічні характеристики вибраних засобів вимірювання

Об'єкт вимірювання

Т, мкм

δ, мкм

δ ін, мкм

Засоби вимірювання

Умови вимірювання

Отвір Ø 3 лютого H7

25

7

5,5

Нутромір індикаторний з ціною поділки відлікового пристрою 0,001 мм

1.Ісп.перемещеніе ізм. стрижня 0.1мм 2.Ср-ва установки - конц.мери I класу 3.Режім температурний 3 ° С.

Вал Ø 32 k 6

16

5

5

Скоба ричажна з ціною поділки 0,002 мм

Налаштування за конц.мерам третій кл. 1.Скоба при роботі знаходиться в стійці 2.Реж.темпер. 5 ° C. 3. Контакт - будь-який

1.2 Вибір посадок для шпонкових з'єднань.

Для шпоночно з'єднання (маточина зубчастого колеса - вал), виходячи з його призначення і виду обгрунтувати вибір посадок, визначити граничні відхилення, призначити допуски розташування і шорсткість поверхонь, що сполучаються. Призначити поля допусків і граничні відхилення на сопрягагамие розміри. Побудувати схему розташування полів допусків деталей шпоночно з'єднання.

Рішення.

Приймаються шпонкові призматичне з'єднання. Так як шпонкові з'єднання призначене для передачі невеликого крутного моменту (T = 76,4 Hм) і не вимагає частих розборок, то застосовуємо нормальне шпонкові з'єднання. Для з'єднання шестерні з валом у завданні 1.1пріняти поля допусків: втулка - Ø 32 H7, вал Ø 32 k6.

Форма і розміри елементів шпоночно з'єднання, що залежать від умов його роботи і діаметра валу, стандартизовані.

Визначаємо за ГОСТом 23360-78 номінальні розміри деталей шпоночно з'єднання: b = 10мм h = 8мм lшп = 28мм t1 = 5 мм d-t1 = 27мм

t2 = 2,3 мм d + t2 = 35,3 мм

Вибираємо посадки для сполук: паз вала - шпонка-10 N9/h9; паз втулки - шпонка 10Js9/h9.Определяем за ГОСТом 2534747-82 граничні відхилення розмірів шпоночно з'єднання і розраховуємо граничні розміри деталей шпоночно сполуки, їх допуски граничні зазори і натягу. Отримані результати зводимо в таблицю 1.3

Таблиця 1.3-Розмірні характеристики шпоночно з'єднання

Найменування розміру

Номін. розмір, мм

Поле допуску

Пред.разм., Мм

Пред.разм., Мм

Допуск розміру Т, мм




верхн

нижн

max

min


Ширина шпонки

10

h 9

0

- 0,036

10

9,964

0,036

Висота шпонки

8

h 11

0

- 0,090

8

7,910

0,090

Довжина шпонки

28

h 14

0

- 0,520

30

29,48

0,520

Ширина паза валу

10

N 9

0

- 0,036

10

9,964

0,036

Довжина паза валу

28

H 15

+0,84

0

30,84

30

0,84

Глибина паза вал а

5

_

+0,2

0

5,2

5,0

0,2

Ширина паза втулки

10

Js 9

+0,018

- 0,018

10,018

9,982

0,036

Глибина паза втулки

2,3

_

+0,2

0

3,5

3,3

0,2

Шпонка-паз валу

10

N 9 / h 9

0,036

__

0,036

__

0,072

Шпонка-паз втулки

10

Js9 / h 9

0,054

__

0,018

__

0,072

Призначаємо шорсткість поверхонь, що сполучаються шпонки, вала і втулки Ra = 3,2 мкм, а неспряжуваних поверхонь - Ra = 6,3 мкм. Вибираємо економічні методи остаточної обробки деталей з'єднання: шпонка-шліфування плоске получістовой; паз валу - фрезерування чистове кінцевий фрезою; паз втулки - протягування чистове / 2 /, ч1, с. 256.

Ескізи нормального шпоночно з'єднання, його деталей, схема розташування-ня полів допусків на розмір b наведені дальше.Для забезпечення взаємозамінності шпоночно з'єднання допуск на ширину паза слід розглядати як комплексний, в межах якого знаходяться як відхилення ширини паза, так і відхилення його розташування (2 ) Обмеження всіх цих відхилень у межах допуску на ширину паза валу досягається контролем комплексними і елементними калібрами.

На заводах автотракторного і сільськогосподарського машинобудування контроль деталей шпонкових з'єднань роблять за допомогою граничних калібрів. Ширину пазів валу і втулки перевіряють пластинами, які прохідну і непрохідну сторони. Розмір від твірної циліндричної поверхні втулки до дна паза (d + t2) контролюють пробкою зі ступінчастим виступом. Глибину паза валу t1 перевіряють кільцевими калібрами-глибиноміром; симетричність розташування паза щодо опановуй площині перевіряють у втулки прбкой зі шпонкою, а у валу - накладний призмою з контрольним стрижнем.

При ремонті машин можна використовувати як універсальні засоби ізмернія, так і калібри. З великого числа розмірів шпоночно з'єднання за рахунок пластичних деформацій змінюється тільки ширина шпонкових пазів і ширина самої шпонки. Тому при дефектації можна використовувати унівесальний засоби вимірювання, а при відновленні бажано застосовувати граничні калібри.

1.3 Вибір посадок для шліцьових з'єднань

Bместо шпоночно з'єднання зубчасте колесо-вал призначити шлицевое з'єднання зубчасте колесо-вал. Обгрунтувати вибір методу центрування системи, посадок. Визначити граничні відхилення вибраних полейдопусков центрують і нецентрірующіх параметрів. Побудувати схеми розташування полів допусків. Викреслити ескізи шліцьового з'єднання і його деталей в поперечному перерізі, показати їх умовні позначення. Призначити шорсткості поверхонь деталей шліцьового з'єднання. Обгрунтувати вибір засобів вимірювання для комплексного і поелементного контролю деталей з'єднання.

Рішення:

Використовуємо в з'єднанні шлицевое з'єднання з прямобочние профілем. Визначаємо серію шліцьового з'єднання. З умови міцності розрахунку на зминання:

σ = £ см] / 1 / с. 51

де: [SF] - сумарний статичний момент площі робочих поверхонь з'єднання щодо осі валу, мм ³ / мм;

l - довжина шліцьового з'єднання, дорівнює довжині маточини зубчастого колеса

l = 30 мм;

см] - допустимі напруження зминання для матеріалу вала (для сталі

см] = 40 МПа).

Визначаємо [SF]:

[Sf] =

Застосовуємо шлицевое прямобочние з'єднання легкої серії / 1 / с. 60 (zхdхD = 6x26x30) для якого [SF] = 118мм ³ / мм.

Так як заданий шлицевое з'єднання нерухоме, передача нереверсіруемая, то такі умови не вимагають точного центрування втулки щодо валу. Перераховані особливості заданого шліцьового з'єднання визначають спосіб його центрування по зовнішньому діаметрі - D. За табл.4.71 (/ 2 /, ч2, с.250) визначаємо серію і розмір b прямобочние шліцьового з'єднання. Поля допусків і посадки для розмірів b і D вибираємо за табл.4.73 (/ 2 /, ч2, с.253). Поля допусків нецентрірующего діаметра - d обираємо за табл.4.75 (/ 2 /, ч2, с.253). Остаточний спосіб механічної обробки і шорсткість поверхонь деталей призначаємо за табл.2.66 (/ 2 /, ч1, с.517). Результати вибору посадок, остаточного механічного методу обробки і шорсткості поверхонь деталей зводимо в табл.1.4.

Таблиця 1.4-Поля допусків, види обробки і шорсткість деталей шліцьового з'єднання D-8x32H7/f7x36F8/f8

Параметр

Поле допуску

Верхнє Відхилення, мм

Нижня відхилення, мм

Спосіб остаточної обробки

Шорсткість, мкм

Центруючі параметри

отвір

Ø3 0 H7

+ 0,025

0

Протягування чистове

1,25

вал

Ø 3 0 f7

- 0,025

- 0,050

Шліфування чистове

0,8

Ширина западини отвори

6F8

+0,035

+0,013

Протягування чистове

0,8

Товщина зуба валу

6f8

-0,013

-0,035

Шліцестроганіе

0,8

Чи не центрирующие параметри

Отвір

26H11

+0,013

0

Шліфування чистове

1,25

вал

26f7

-0,025

-0,050

Шліцестроганіе

1,25

Розрахуємо граничні зазори по центрирующим параметрами:

за розміром D:

Smax = ES - ei = + 0,025 - (-0,050) = 0,075 мм

Smin = EI - es = 0 - (- 0,025) = 0,025 мм

за розміром b:

Smax = ES - ei = 0,035 - (-0,035) = 0,070 мм

Smin = EI - es = 0,013 - (- 0,013) = 0,026 мм

Розрахуємо граничні зазори по центрирующим параметру d:

Smax = ES - ei = 0,16 - (-1,4) = 1,56 мм

Smin = EI - es = 0 мм

Контроль шліцьових з'єднань здійснюється комплексний і поелементний методами. Корковими та кільцевими комплексними калібрами контролюється взаємне розташування поверхонь з'єднання Поелементний контроль охоплює діаметри валів, отворів, товщину зубів і ширину западини отвори. Поля допусків, призначені на елементи деталей шліцьового з'єднання і зазначені в умовному позначенні, контролюють незалежно один від одного спеціальними гладкими калібрами.

2. Вибір посадок розрахунковим методом

2.1 Розрахунок і вибір посадок з натягом

Замість шпоночно з'єднання зубчасте колесо - вал розрахувати і вибрати посадку з натягом. Побудувати схему розташування полів допусків деталей сполучення. Викреслити ескізи сполучення і його деталей і вказати посадку, граничні відхилення розмірів, шорсткість поверхонь, що сполучаються.

Рішення.

Згідно завдання замінюємо шпонкові з'єднання з'єднанням з натягом.

Рухаючись крутний момент Т = 78,58 Hм, діаметр валу d = 32 мм, зовнішній діаметр маточини D = 1,6 * d = 1,6 * 32 = 51,2 мм / 1/с.165.

Розрахунок найбільшого функціонального натягу

Визначаємо величину найбільшого допустимого тиску на сполучених поверхнях деталей:

втулки

pдоп D ≤ 0,58 σTD [1 - (d / D) ²] = 0,58 * 353 * [1 - (3 2 / 51,2) ²] = 80 МПа

вала

pдоп d ≤ 0,58 σTd [1 - (d 1 / D) ²] = 0,58 * 353 * [1 - (0 / 32) ²] = 20 4 МПа (d1 = 0 тому що вал суцільний)

де: σT-межа текучості матеріалу деталей при розтягуванні (σT = 353МПа).

Відповідно до теорії найбільших дотичних напружень, найближче відповідної експериментальним даними, умова міцності деталей полягає у відсутності пластичної деформації на контактній поверхні втулки. Для зниження пластичних деформацій береться найменше з двох значень. Pдоп = 80 МПа.

Найбільший розрахунковий натяг, при якому виникає найбільше допустиме тиск pдоп, знаходять за формулою:

Nmax доп = pдоп d (СD / ED + Сd / Ed) = 80 * 106 * 0,050 (2,56 + 0,7) / 2 * 105 = 70мкм

Значення коефіцієнтів Ляме (коефіцієнт жорсткості деталей):

СD = [1 + (d / D) ²] / [1 - (d / D) ²] + μ = [1 + (3 2 / 51, 2) ²] / [1 - (3 2 / 51, 2 ) ²] +0,3 = 2, 56

Cd = [1 + (d1 / d) ²] / [1 - (d1 / d) ²] - μ = [1 + (0 / 3 2) ²] / [1 - (0 / 3 2) ²] - 0,3 = 0,7

де: μ - коефіцієнт Пуассона, для сталі μ = 0,3

E - модуль пружності для матеріалів деталей, що входять у з'єднання (для Cтали Е = 2 * 10 ¹ ¹ H / м ² табл.1.06 с.335 / 1 /)

Визначаємо величину найбільшого функціонального натягу з урахуванням зминання мікронерівностей:

N max F = Nmax доп + u = 65,2 + 2,4 = 67,6 мкм.

Розрахунок найменшого функціонального натягу

Визначаємо величину найменшого допустимого тиску на сполучених поверхнях деталей

Pmin = 2T / (π d ² l f1) = 2 * 79,58 * 103 / (3,14 * 32 ² * 30 * 0,14) = 1,17 МПа

Визначаємо величину найменшого функціонального натягу

Nmin розр = Pmin d [(CD / ED) + (Cd / Ed)] = 1,64 * 106 * 0,032 (0,7 +2,56) / 2 * 105 = = 0,85 мкм

Визначаємо величину найменшого функціонального натягу

Nmin F = Nmin розр + u = 1,34 + 2,4 = 3,74 мкм.

Вибір посадки.

За граничним функціональним натягом (NmaxF, Nmin F)

вибирається посадка, що задовольняє умовам:

1. NmaxT ≤ NmaxF на величину запасу міцності з'єднання при збірці (технологічний запас міцності), тобто

Nз.с. = NmaxF - NmaxT

2. Nmin T> Nmin F на величину запасу міцності з'єднання при експлуатації, тобто

Nз.е. = NminT - NminF

3. Nз.е. > Nз.с., тому що запас міцності деталей при складанні Nз.с. потрібен тільки для випадку можливого зниження міцності матеріалу деталей і підвищення зусиль запресовування через можливих перекосів деталей, що з'єднуються, коливання коефіцієнта тертя і температури.

Посадка вибирається в системі отвори з числа кращих або рекомендуються ГОСТ 25347-82.

За табл.1.49 (/ 2 /, ч1, с. 156) вибираємо посадку ø 3 лютого H7/к6 у якої NmaxT = 67,6 мкм, NminT = 0,85 мкм

Nз.с. = NmaxF - NmaxT = 67,7 - 65,2 = 2,4 мкм

Nз.е. = NminT - NminF = 3,25 - 0,85 = 2,4 мкм

Визначаємо коефіцієнт запасу точності обраної посадки:

TN = TD + Td

TN = 54 +20 = 74мкм

KT = (TN + Nз.с.) / TN

KT = (65,2 +0,85) / 40 = 1,6> 1

Отже, посадка обрана точно.

Викреслює схему розташування полів допусків і ескізи з'єднання і його деталей з нанесенням відповідних розмірів і позначень.

3. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

1. Для підшипникового вузла (тихохідний вал) вибрати і обгрунтувати клас точності підшипника кочення.

2. Встановити вид навантаження внутрішнього і зовнішнього кільця.

3. Розрахувати за заданою величиною радіального навантаження і вибрати посадку для циркуляционно навантаженого кільця.

4. Вибрати й обгрунтувати посадку місцево або коливально навантаженого кільця.

5. Розрахувати граничні розміри деталей підшипникового вузла, граничні і середні натягом і зазори в сполученнях.

6. Побудувати схеми розташування полів допусків деталей, що сполучаються.

7. Виконати перевірку наявності радіального зазору в підшипнику після посадки його на вал або в корпус з натягом.

8. Визначити шорсткість та допустимі відхилення форми і положення посадочних та опорних торцевих поверхонь заплічок валу і отвори корпусу.

9. Визначити допуски співвісності посадочних поверхонь валу і корпусу.

10. Окреслити посадки підшипників кочення на кресленні.

11. Викреслити ескізи валу і корпусу з позначенням допусків розмірів, форми, розташування, шорсткості посадочних та опорних торцовихповерхностей.

Рішення.

Розрахунок ведемо по найбільш навантаженій підшипника. Це підшипник У (права опора). Rв = 1,673 кH підшипник № 306.

Враховуючи, що редуктор не можна віднести до розряду високошвидкісних, приймаємо клас точності підшипників 0.

За табл.4.88 (/ 2 / ч.2, с.284) і креслення вузла встановлюємо вид навантаження внутрішнього і зовнішнього кільця. Вал обертається, а корпус нерухомий, отже, внутрішнє кільце - циркуляционно навантажене, а зовнішнє - місцево.

Вибір поля допуску цапфи вала, сопрягаемого з циркуляционно навантаженим внутрішнім кільцем підшипника, виробляємо за інтенсивністю радіального навантаження.

Інтенсивність радіального навантаження визначається за формулою:

PR = R / b * К1 * К2 * К3 = (537,3 / (19-2-2)) * 1 * 1 * 1 = 38,37 кH / м

Допустимі значення PR, підраховані за середнім значенням посадочних натягов, наведені в табл.4.92 / 2 / ч.2, стр.287.Заданним умовам відповідає поле допуску цапфи ø 30 js6.

4.Прінімаем за таблицею 4.92 / 2 /, ч.2, с. 287 полі допуску для внутрішнього циркуляционно навантаженого кільця js6 з граничними відхиленнями: es = +6,5 мкм; ei =- 6,5 мкм.

Посадка підшипника на вал

Ø 30

де, L0 - поле допуску посадкового розміру (діаметра) внутрішнього кільця підшипника класу точності 0.

Поле допуску на діаметр отвору в корпусі під місцево навантажене кільце підшипника вибираємо за таблицями 4.89, 4.93, 4,94 / 2 /, ч.2, с.285-289 Приймаються поле допуску Н7 з граничними відхиленнями: ES = 30мкм; EI = 0

Посадка підшипника в корпусі:

Ø 72

де l0-поле допуску посадкового розміру (діаметра) зовнішнього кільця підшипника класу точності 0.

Таблиця 3.1-Вибір посадки підшипника № 306 для заданих умов роботи

Внутрішнє кільце підшипника

Вал

Зовнішнє кільце підшипника

Отвір у корпусі

Æ 30L0

Æ 30js6

Æ 72l0

Æ 72H7

У поєднанні внутрішнього кільця з валом маємо:

Nmax = es-EI = 6.5-(-10) = 16.5мкм, Nmin = ei-ES = 0 - (-6,5) = 6.5мкм

TN = TD + Td = 23мкм, Nm = (Nmax + Nmin) / 2 = 11,5 мкм

У поєднанні зовнішнього кільця підшипника з корпусом маємо:

Smax = ES-ei = 30 - (-13) = 43мкм, Smin = EI-es = 0-6,5 = 6,5 мкм

TS = TD + Td = 43мкм, Sm = (Smax + Smin) / 2 = 25мкм

Виконуємо перевірку наявності радіального зазору в підшипнику після посадки його на вал або в корпус з натягом.

По таблиці 69 / 4 / с. 140 визначаємо граничні значення зазорів в підшипнику: Gre min = 5мкм; Gre max = 20мкм; Gre m = 0,5 (5 +20) = 12,5 мкм.

У поєднанні внутрішнього кільця з валом маємо:

Nmax = es - EI = 6,5 - (-10) = 16,5 мкм; Nmin =-ei + ES = 0 - (-6,5) = 6,5 мкм Nm = (Nmax + Nmin) / 2 = 23мкм TN = TD + Td = 11,5 мкм

При наміченої посадці після установки підшипника на вал зберігається радіальний зазор.

7. Шорсткість поверхонь валу

Шорсткість поверхонь валу і отвори в корпусі вибираємо за табл.4.95 / 2 / ч.2, стор.296: Rad = 1,25 мкм, RaD = 1,25 мкм, торців заплічок валу і отвори Ra = 3,2 мкм.

Обчислюємо діаметральну деформацію доріжки кочення внутрішнього кільця. Для цього визначаємо наведений зовнішній діаметр внутрішнього кільця:

d0 = d + (Dd) / 4

d0 = 30 + (72-30) / 4 = 40,5 мм

дійсний натяг: Ne »0,75 Nmax Ne = 0,75 × 16,5 = 12,375 мкм

Визначаємо діаметральну деформацію доріжки кочення внутрішнього кільця:

D d1 = Ne × d/d0

D d1 = 12.025 * 30/40.5 = 8,9 мкм

Посадковий зазор визначаємо за формулою:

Cr = Crem-D d1

Cr = 12.5 - 8,9 = 3,6 мкм

Отже, при наміченої посадці після установки підшипника на вал в ньому зберігається радіальний зазор, який і є посадочним радіальним зазором.

Визначаємо допуски співвісності посадочних поверхонь валу і корпусу:

У додатку 7 ГОСТ 3325-85 наведено числові значення допусків співвісності посадочних поверхонь валу і корпусу при довжині посадкового місця B1 = 10мм. При іншій довжині посадкового місця В2 для отримання цих допусків слід табличні значення помножити на В2/10. Тоді допуск співвісності поверхонь валу складе:

Т / o / = (4 * В2) / 10 = (4 * 17) / 10 = 6.8мкм,

корпусу - Т © = (8 * В2) / 10 = (8 * 17) / 10 = 13.6мкм

Шорсткість поверхонь валу і отвори в корпусі і опорних торцевих поверхонь заплечніков валу і отворів вибираємо з табл. 4.95 / 2 / с. 296 Rad = 1.25мкм; RaD = 2.5мкм; Ra = 2.5мкм.

Для досягнення обраної шорсткості і ступеня точності посадкових поверхонь доцільно прийняти розжарений вал, оброблений чистовим шліфуванням, а отвір у корпусі - тонким розточуванням.

4. Рішення лінійних розмірних ланцюгів

4.1 Розрахунок розмірного ланцюга методом повної взаємозамінності

Вирішити лінійну розмірну ланцюг, приводний механізм ножа силосозбиральні комбайна. Виконати розмірний аналіз і побудувати схему розмірної ланцюга.

Розрахувати розмірну ланцюг методом точної взаємозамінності.

4.2 Розрахувати розмірну ланцюг імовірнісним методом.

Зробити висновок про застосування вище названих методів.

Складаємо розмірну ланцюг і складові (що збільшують і зменшують) ланки по заданому кресленням.

Розмірні зв'язку деталей через складальні бази.

Рішення.

Складаємо розмірну ланцюг і складові (що збільшують і зменшують) ланки по заданому кресленням.

Розмірні зв'язку деталей через складальні бази:

B D - замикаючу ланка;

B1 - зменшує становить ланка.

B2, B3 - збільшують складові ланки

Перевіряємо правильність складання розмірної ланцюга:

Ж D = Ж1-Ж2-ж3-Ж4 = 25-14-2-6 = 3 мм

По заданих відхилень замикаючого ланки знаходимо його допуск:

ТЖ D = ESЖ D - EIЖ D = 0.7 - (- 0.7) = 1,4 мм.

Припускаємо що всі розміри виконані по одному класу точності (квалітету).

Визначаємо середнє число одиниць допуску (коефіцієнт точності) розмірного ланцюга з урахуванням відомих допусків (стандартних деталей) і по ньому визначаємо квалітети:

ac = (T D - T ст.) / S i неиз = 1,4 * 10 ³ / (1,31 + 1.08 +0.55 +0,73) = 381,47

де: S T ст - сума відомих допусків відповідних ланок (стандартних деталей) мкм.

S i неиз-сума одиниць допуску відповідних ланок, мкм.

По таблиці 48 ((2) 4.1 С45) знаходимо, що отриманий коефіцієнт точності відповідає 14 квалітету.

За обраному квалітету призначаємо допуски і відхилення на ланки виходячи із загального правила, для охоплюють розмірів, як на основні отвори (Н 14), а для охоплюються - як основні вали (h 14). У тих випадках, коли це важко встановити, на ланку призначаються симетричні відхилення IТ14 / 2.

Допуски складових ланок визначимо:

T1 = 0.52 T2 = 0.43 мм T3 = 0.25 T4 = 0,3

B1 = 25 (-0,52) мм; B2 = 14 (-0,43) мм; B3 = 2 (-0,25) мм; В4 = 6 (-0,3)

Так як коефіцієнт точності не повністю відповідає розрахунковим, то одне з ланок вибираємо як коригуючого. При виборі коригуючого ланки керуються наступним міркуванням. Якщо вибраний коефіцієнт точності а менше обчисленого ас, тобто а> ас, то як коригуючого ланки вибирається технологічно більш просте ланка.

Відхилення коригуючого ланки знаходимо за формулою:

Для коригуючого збільшує ланки

ESЖi ув = S EIЖi розум + ESЖ D - S ESЖi ув

EIЖi ув = S ESЖi розум + EIЖ D - S EIЖi ув

Приймаються в якості коригуючого ланки збільшує ланка B2.

Знаходимо граничні (ланки) відхилення коригуючого ланки:

ESЖi ув = 0 +0,7-0,52 = 0.18 мкм

EIЖi ув = (0,52 + 0.25 +0.3) + (-0,7) = 0,37 мкм

Граничні відхилення коригуючого ланки: Ж1 = 25 () мм

Перевіримо правильність призначення допусків і бокові відхилень складових ланок:

D = S TЖi = 0.4 +0.4 = 0.8мм

ESЖ D = S ESЖi ув-S EIЖi розум = 0 +0.15 - (-0,035) = +0,5 мм

EIE D = S EIЖi ув - S ESЖi розум = -0,35 - 0,15 - 0 = -0,5 мм

Результати розрахунків зводимо в таблицю 4.1

Таблиця 4.1-Результати розрахунку розмірної ланцюга.

Найменування ланки

Позначення

Номінальний розмір

Верхнє відхилення

Нижня відхилення

Квалітет

Зменшує

Ж2

Ж3

Ж4

14

2

6

+ 0,43

+0,25

+0,3

0

0

0

14

Збільшують

Ж1

25

+0,52

0

14

Замикаючу

Ж D

3

+0.7

-0.7

14

Висновок. Призначені допуски і відхилення складових ланок забезпечують задану точність замикаючого ланки.

4.2 Розрахунок розмірного ланцюга імовірнісним методом.

Знаходимо межі замикаючого ланки аналогічно першої частини завдання.

Приймаємо, що розсіювання дійсних розмірів ланок близько до нормального закону розподілу і допуск розміру Т дорівнює полю розсіювання розмірів ω для кожної з ланок ланцюга, тобто ТА i = ωi і TA Δ = ω Δ, o тсюда коефіцієнт відносного розсіювання λi = λ Δ = 1 / 3, а коефіцієнт відносної асиметрії αi = α Δ = 0 (\ 2 \ ч.2, стор.37).

За табл. 3.8 (/ 2 /, ч2, с. 36) знаходимо значення коефіцієнта ризику t, що залежить від відсотка ризику Р. Приймаються ti = t Δ, H = 0,27%, в цьому випадку ti = t Δ = 3.

Знаходимо середнє число одиниць допуску:


ас 189,8

За табл.1.8 ([2] ч.1, стор.45) визначаємо, що ас приблизно відповідає 13 квалітету (а = 250).

За табл. 1.8 ([2] ч.1, стор.43) знаходимо допуски на складові ланки:

А1 = 86 +0,35 мм

А2 = 120 -0,25 мм

А3 = 86 -0,35 мм

+0,18

А4 = 290-0,18 мм

Оскільки ас ≠ а, то А4 приймаємо за коригуючий ланка, для якого допуск визначимо за формулою:

TА4кор. = (TА ² Δ - Σ T А ² i) ½ = (0,882 - 0,352 +0,252 +0,352-18 02) ½ = 0,683 мкм

Визначаємо середину поля допуску коригуючого ланки:

EcА4 = Σ Ec Аi ув - EcА Δ + Σ Ec Аi розум =- 0,125-0,175 +0,175 = -0,125 мм

Визначаємо граничні відхилення коригуючого ланки:

EsА4 = EcА4 + TА4 / 2 = -0,125 +0,683 / 2 = 0,2165 мм

EiА4 = EcА4 - TА4 / 2 = -0,125-0,683 / 2 = -0,4665 мм

Перевіряємо правильність призначення граничних відхилень складових ланок:

Перевірка показує відповідність призначених граничних відхилень складових ланок заданим граничним відхиленням замикаючого ланки.

Результати розрахунку зводимо в табл.4.2.

Таблиця 4.2-Результати розрахунку розмірної ланцюга

Найменування ланки

Позначення

Номінальний розмір

Верхнє відхилення

Нижня відхилення

Квалітет

Збільшує

Ж1

Ж2

Ж3

86

120

86

0,35

0

0

0

-0,250

-0,350

13

Зменшують

Ж4

290

0,216

-0,466

13

Замикаючу

Ж Δ

2

+ 0,440

- 0,440

13

Порівнюючи допуски ланок, розрахованих різними способами можна переконатися в тому, що розрахунок розмірних ланцюгів імовірнісним методом дозволяє призначити більш широкі допуски на обробку деталей, при тому ж допуск замикаючого ланки.

Список використаних джерел

  1. Кузьмін, А. В. Розрахунки деталей машин [Текст]: довідковий посібник / О.В. Кузьмін, І.М. Чернін, Б.С. Козинцев. - Мінськ: Вишейшая школа, 1986 .- 400 с.: Іл.

  2. Мягков, В. Д. Допуски і посадки [Текст]: довідник у 2-х ч. / Мягков В. Д. [и др.]. - Вид. 6-е, перероб. і доп. - Ленінград: Машинобудування, 1982 .- 2ч.

  3. Стандартизація, метрологія, взаємозамінність [Текст]: методичний посібник з виконання курсової роботи для студентів заочної форми навчання / К. В. Сашко [и др.]; під ред. І. М. Марушкевич. - Мінськ: бгати, 2006. - 148с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
97кб. | скачати


Схожі роботи:
Вибір і розрахунок посадок для гладких з`єднань c розрахунком розмірної ланцюга
Вибір допусків і посадок при проектуванні зубчастої передачі
Вибір допусків і посадок на гладкі елементи деталей машинобудівних вузлів
Розрахунок посадок підшипників кочення з поверхнями деталей, що сполучаються
Розрахунок посадок підшипників кочення валу ланцюгового транспортера
Вибір методів контролю зварних з`єднань і пробного тиску гідровипробування за заданими умовами
Розрахунок стандартних посадок для підшипників ковзання черв`ячного колеса і вала
Розрахунок болтових з`єднань і штифтів
Вибір та обгрунтування середовища передачі даних
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru