Зміст
Введення
1. Питання по стандартизації
2.Вибор і розрахунок посадок для гладких з'єднань
2.1 Вибір посадок за аналогією
2.2 Розрахунок і вибір посадки з натягом
2.3 Вибір засобів вимірювання
3.Взаімозаменяемость стандартних сполук
3.1 Вибір і розрахунок посадок кілець підшипників кочення
3.2 Вибір і розрахунок посадок шпонкових з'єднань
3.3 Вибір і розрахунок посадок шліцьових з'єднань
3.4 Взаємозамінність різьбових з'єднань
4.Расчет розмірної ланцюга
4.1 Розрахунок методом максимум - мінімум
4.2 Розрахунок імовірнісним методом
Список літератури
Додаток А (обязательное. Складальне креслення - міст приводний).
Додаток Б (обязательное. Чертеж - кожух півосі).
Введення
На сучасному етапі розвитку науки і техніки стандартизація глибоко проникла в усі сфери життя, як на виробництві, так і в побуті. Стандартизація грунтується на сучасних техніки та практичного досвіду і визначає основу не тільки сьогодення, а й майбутнього розвитку і повинна здійснюватися нерозривно з процесом.
Основні призначення стандартів - нормативно-технічне забезпечення заходів щодо науково-технічного та торговельно-економічного співробітництва, подальшому розвитку економічної інтеграції.
Необхідність розширення масштабів робіт із стандартизації викликається, в приватними, збільшенням поставок спеціалізованої машинобудівної продукції. Спеціалізація виробництва як у межах однієї країни, так і в межах регіону вимагає проведення робіт із стандартизації в галузі взаємозамінності деталей, складальних одиниць і агрегатів, і зокрема застосування і вдосконалення єдиної системи стандартів на допуски і насадки.
Розроблена система допусків і насадок включає безліч стандартів, в тому числі, на допуски і насадки гладких з'єднань, допуски резьб і зубчастих передач, шпонкових і шліцьових з'єднань. Так як ці сполуки переважають, зазначені стандарти є базою для розробки інших стандартів у галузі взаємозамінності. Тому підготовка сучасного інженера включає освоєння широкого кола питань, пов'язаних зі стандартизацією.
Курс "метрологія, стандартизація, кваліметрія" є логічним завершенням циклу загальнотехнічних курсів теорій машин і механізмів, технології матеріалів, опір матеріалів, деталей машин. Якщо інші курси є теоретичною основою проектування машин і механізмів, то даний курс розглядає питання забезпечення точності
геометричних параметрів, як необхідна умова взаємозамінності і таких найважливіших показників якості, як надійність довговічності. Отримані при вивченні курсу знання закріплюються в ході вивчення спеціальних дисциплін, в процесі курсового і дипломного проектування.
1. Питання по стандартизації
Кожен вид продукції характеризується параметрами, кількісно вираженими конкретними числами. Наприклад: автомобіль вантажопідйомністю 8 т, електродвигун потужністю 100 к Вт, вал діаметром 50 мм . Значення параметра визначається або шляхом розрахунків, або призначаються з конструктивних міркувань. При цьому числові характеристики параметрів можуть приймати самі різні значення. Без обмеження застосовуються числових характеристик уніфікація і стандартизація параметрів були б неможливі. Крім того, досвід стандартизації показав, що послідовності чисел, що характеризують параметри стандартізуемих об'єктів, не повинні бути випадковими, а повинні представляти собою ряди, утворені за математичним законам. Це дозволить пов'язати між собою як геометричні розміри, так і параметри, що характеризують потужність, продуктивність, вантажопідйомність, міцність.
Завдання це вирішується встановленням рядів бажаних чисел при виборі числових значень параметрів у розрахунках, проектуванні, складанні різних технічних документів. Система бажаних чисел є теоретичною базою і основою стандартизації. Застосування бажаних чисел дозволяє уніфікувати розміри і параметри продукції в масштабах всього народного господарства країни і міжнародному масштабі. Про важливість взаємозв'язку параметрів окремих видів продукції свідчить приклад організації країнами - членами РЕВ контейнерних перевезень водним, залізничним і автомобільним транспортом, при яких вказані параметри контейнерів, судів, залізничних платформ, автомобільних кузовів, підйомно - транспортних пристроїв у місцях перевантажень контейнерів.
Ряди бажаних чисел повинні відповідати наступним вимогам: бути нескінченними як у бік малих, так і у бік великих розмірів, включати одиницю і всі десятикратні значення будь-якого члена, бути простими і легко запам'ятовуються.
У початковий період стандартизації отримали розповсюдження ряди, виражені арифметичними прогресіями, але істотним недоліком арифметичній прогресії є її відносна нерівномірність. При постійній абсолютної різниці відносна різниця між членами арифметичного ряду 1, 2, 3, ... 10 для чисел 1 і 2 становить 200%, а для чисел 9 і 10 всього 11%.
У зв'язку з цим пізніше стали застосовувати ступінчасто - арифметичні ряди, наприклад, ряди стандартних різьб:
1 - 1,1 - 1,2 - 1,4 - 1,6 - 1,8 - 2,0 - 2,2 - 2,5 - 3,0 - 3,5 - 4,0 - 4,5 - ... - 145 - 150 - 155 - 160 - 165 - ... е1
у яких різниці зростають зі збільшенням абсолютного розміру і відповідно рівні 0,1; 0,2; 0,5; 5.
Проте застосування арифметичної прогресії в більшості випадків не доцільно і тому знаходять обмежене поширення.
Більшою мірою задовольняють вимогам стандартизації геометричні прогресії, у яких відносна різниця між будь-якими злитими числами ряду є постійною. Геометрична прогресія характеризується тим, що відношення двох суміжних членів завжди постійна і дорівнює знаменника прогресії
1 - 2 - 4 - 8 - 16 - 32 - ...
1 - 1,25 - 1,6 - 2,0 - 2,5 - 3,15 - 4 - ...
1 - 10 - 100 - 1000 - 10000 - ...
У наведених ряжах знаменники відповідно рівні 2; 1,25; 10.
Геометричні прогресії володіють рядом цінних властивостей, які дають підставу використовувати їх для побудови рядів бажаних чисел.
У геометричній прогресії, що має в числі членів одиницю кожен її член (Ni) визначається з виразу.
Ni = φ
Де I - порядковий номер члена
φ - знаменник прогресії.
Для наведеного вище ряду
N
Необхідно мати на увазі, що порядковий номер одиниці у всіх рядах одно
N
У перші властивості геометричної прогресії були використані в 1877 - 1879 рр.. офіцером французького інженерного корпусу Ф. Ренар при розробці системи характеристик бавовняних канатів, які виготовлялися б заздалегідь незалежно від місця застосування. За основу був узятий канат, один метр якого мав масу аm. Знаменник прогресії був обраний з таким розрахунком, щоб кожен п'ятий член ряду давав десятикратне збільшення, тобто
аφ
Числовий ряд виглядав наступним чином:
а; а
Після обчислення:
а; 1,5849 а; 2,5119 а; 3,9811 а; 6,3096 а; 10а.
Після округлення:
1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10.
З цього ряд, умовно позначеного як ряд R5, були згодом утворені ряди R10, R20, R40; мають відповідно знаменники:
; 
Не завжди є необхідність використовувати всі числа того чи іншого ряду. Стандартом допускається застосовувати похідні ряди, одержувані з основних або додаткового шляхом відбору кожного другого, третього, четвертого або n - го члена ряду.
Частота ряди в кожному конкретному випадку повинна бути заснована технічно і економічно. Звуження ряду веде до збільшення серійності, а отже зниження трудомісткості і собівартості, але може викликати зайві витрати при експлуатації.
2. Вибір і розрахунок посадок для гладких з'єднань
2.1 Вибір посадок за аналогією
Завдання: накреслити вузол, позначити позиціями деталі кута або пронумерувати їх. Підібрати за аналогіями з обгрунтуванням стандартні посадки для всіх сполучень вузла. Зробити розрахунок цих посадок.
Вузол містить наступні з'єднання:
а) обід колеса, позиція 1 - гальмівний барабан, позиція 5;
б) кришка, позиція 10 - обід колеса, позиція 1;
в) корпус, позиція 11 - втулка, позиція 12;
г) втулка, позиція 12 - регулювальний важіль, позиція 7.
З'єднання: обід колеса - гальмівний барабан.
Торцеві поверхні обода колеса і гальмівного барабана служать для з'єднання за допомогою болтів, тому вимоги до їх точності мінімальні. У поєднанні з діаметру гальмівного барабана з маточиною для зручності складання необхідно щоб посадка була з зазором, але на розмір зазору обід колеса може бути зміщений при складанні. Оскільки два цих суперечливих умови задовольнити не можна застосовують перехідні посадки
Отримуємо посадку Ø230
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відносини
Ø230
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відносини:
Отвори: ЕS = +0,072; EI = 0
Валу: es = +0,023; ei = -0,023.
Допуски:
Отвори: Т = 0,072
Валу: Т = 0,046
Граничні розміри:
Отвори: D max = 230,072; D min = 230, 00
Валу: d max = 230,023; d min = 229,977.
Граничні натяг і зазор:
N max = d max - D min = 230,023 - 230,000 = 0,023.
S max = D max - d min = 230,072 - 229,977 = 0,095.
З'єднання: кришка - обід колеса.
Для надійної роботи ціложпітельная манжета повинна бути соосно осі обертання вала. Радіальне відхилення кришки від осі отвору обода колеса виникає при складанні в межах посадкового зазору. Щоб обмежити радіальний зсув кришки, поле допуску цепірірующей поверхні за ГОСТ 18512 - 73 задають h8 [3 с. 100]. Після допуску отвори обода колеса дано в завданні на складальному кресленні, і Один Р7.
Отримуємо посадку Ø180
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відносини Ø180
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відносини:
Отвори: ES = -0,036; EI = -0,076;
Валу: es = 0,000; ei = - 0,063;
Допуски:
Отвори: T = 0,040;
Валу: T = 0,063;
Граничні розміри:
Отвори: D max = 179,964; D min = 179,924;
Валу: d max = 180,000; d min = 179,937
Граничні натяг і зазор:
S max = D max - d min = 179,964 - 179,937 = 0,027;
N max = d max - D min = 180,000 - 179,924 = 0,076.
З'єднання: корпус - втулка.
Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великим натягом ускладнюється складання деталей і ніякими експлуатаційними достоїнствами така посадка не володіє. З складального креслення видно, що втулка не обертається, значить, вона встановлена в корпус з натягом. Отже, відповідною посадкою є
Отримуємо посадку Ø 40
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відноси Ø40
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відносини:
Отвори: ES = +0,025; EI = 0,000;
Валу: es = +0,042; ei = +0,026;
Допуски:
Отвори: T = 0,025;
Валу: T = 0,016;
Граничні розміри:
Отвори: D max = 40,025; D min = 40,000;
Валу: d max = 40,042; d min = 40,026;
Граничні зазор і натяг:
N min = d min - D max = 40,026 - 40,025 = 0,001;
N max = d max - D min = 40,042 - 40,000 = 0,042.
З'єднання: втулка - регулювальний важіль.
Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великим натягом ускладнюється складання деталей і ніякими
експлуатаційними достоїнствами така посадка не володіє. З складального креслення видно, що у втулці обертається регулювальний важіль, значить у з'єднанні втулка, - регулювальний важіль є зазор, отже, підходящою посадкою є
Отримуємо посадку Ø38
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відхилення.
Ø38
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відхилення:
Отвори: ES = +0,016; EI = 0,000;
Валу: es = +0,000; ei = - 0,011
Допуски:
Отвори: T = 0,016;
Валу: Td = 0,011
Граничні розміри:
Отвори: D max = 38,016; D min = 38,000;
Валу: d max = 38,000; d min = 37,989;
Граничні зазор і натяг:
S max = D max - d min = 38,016 - 37,989 = 0, 027;
S min = D min - d max = 38,000 - 38,000 = 0,000.
2.2 Розрахунок і вибір посадки з натягом
Завдання: розрахувати і вибрати посадку для нерухомого з'єднання з урахуванням вихідних даних. У розрахунку врахувати вплив шорсткості поверхні на надійність з'єднання.
Посадки з натягом застосовують у нероз'ємних з'єднаннях, причому відносна нерухомість сполучених деталей досягається за рахунок пружних деформацій, що виникають при запресовуванні. Натяг в нерухомій посадці повинен бути таким щоб, з одного боку, гарантувати відносну нерухомість валу і отвори, а з іншого боку не викликати руйнування деталей при їхньому з'єднанні. Виходячи з цих умов, ведуть розрахунок і вибір нерухомої посадки.
Обчислюємо значення тиску в з'єднанні
Р ≥
Р ≥
Де Р - тиск; Па
d - номінальний розмір, м
ℓ - довжина сполучення, м
М - найбільший крутний момент, Н * м
f - коефіцієнт тертя [1 с. 211].
Розрахувати тиск, необхідний для передачі заданого навантаження можна визначити найменший натяг, здатний передати зазначену вище навантаження
Nmin = pd
де Е
З
З
де
З
Nmin = 25505599,85 * 0,08 * (
Nmin = 0.000034979м
При запресовуванні валу в отвір нерівності поверхонь зрізаються і мнуть, що зменшує дійсний натяг в з'єднанні. Вважають, що зрізування і зминання при запресовуванні становить 60% від їх висоти. Тоді розрахунковий натяг для вибору нерухомої посадки можна знайти за формулою [1 с.212]
Nрасч = Nmin +1.2 (R
Де Nрасч - розрахунковий натяг
Nmin - найменший натяг
R
Nрасч = 35 +1,2 * (2,5 +1,6) = 39,92
За таблицями [1 c.337] знаходимо, що умові Nmin.cт ≥ Nрасч задовольняє посадка
Що має мінімальний натяг 45мкм. Перевіряємо цю посадку за умовою міцності охоплює деталі. Щоб перевірити деталі на міцність, треба обчислити напруги, які виникають у них при найбільшому для обраної посадці натяг
Ці напруги для охоплює й охоплюваній деталей будуть відповідно рівні
G
Якщо ці напруги менше межі текучості матеріалу, значить посадка обрана
Pmax =
напруги для охоплює й охоплюваній деталей будуть відповідно рівні:
G
G
2.3 Вибір засобів вимірювання
Завдання: вибрати засоби вимірювання для зовнішнього діаметра конуса півосі, за завданням викладача, внутрішнього діаметра маточини під підшипник № 7124.
Конкретні засоби вимірювання застосовуються залежно від:
- Масштабу виробництва
- Прийнятій організаційно-технічної норми контролю
- Конструкції і матеріалу деталі
- Точності виготовлення
У масовому виробництві застосовують високопродуктивні механізовані і автоматизовані засоби вимірювання та контролю. Універсальні засоби вимірювання застосовують тільки для налагодження устаткування.
У серійному виробництві застосовують калібри, шаблони, спеціальні контрольні пристосування. У цьому виробництві застосовують і універсальні засоби вимірювання.
Введення
1. Питання по стандартизації
2.Вибор і розрахунок посадок для гладких з'єднань
2.1 Вибір посадок за аналогією
2.2 Розрахунок і вибір посадки з натягом
2.3 Вибір засобів вимірювання
3.Взаімозаменяемость стандартних сполук
3.1 Вибір і розрахунок посадок кілець підшипників кочення
3.2 Вибір і розрахунок посадок шпонкових з'єднань
3.3 Вибір і розрахунок посадок шліцьових з'єднань
3.4 Взаємозамінність різьбових з'єднань
4.Расчет розмірної ланцюга
4.1 Розрахунок методом максимум - мінімум
4.2 Розрахунок імовірнісним методом
Список літератури
Додаток А (обязательное. Складальне креслення - міст приводний).
Додаток Б (обязательное. Чертеж - кожух півосі).
Введення
На сучасному етапі розвитку науки і техніки стандартизація глибоко проникла в усі сфери життя, як на виробництві, так і в побуті. Стандартизація грунтується на сучасних техніки та практичного досвіду і визначає основу не тільки сьогодення, а й майбутнього розвитку і повинна здійснюватися нерозривно з процесом.
Основні призначення стандартів - нормативно-технічне забезпечення заходів щодо науково-технічного та торговельно-економічного співробітництва, подальшому розвитку економічної інтеграції.
Необхідність розширення масштабів робіт із стандартизації викликається, в приватними, збільшенням поставок спеціалізованої машинобудівної продукції. Спеціалізація виробництва як у межах однієї країни, так і в межах регіону вимагає проведення робіт із стандартизації в галузі взаємозамінності деталей, складальних одиниць і агрегатів, і зокрема застосування і вдосконалення єдиної системи стандартів на допуски і насадки.
Розроблена система допусків і насадок включає безліч стандартів, в тому числі, на допуски і насадки гладких з'єднань, допуски резьб і зубчастих передач, шпонкових і шліцьових з'єднань. Так як ці сполуки переважають, зазначені стандарти є базою для розробки інших стандартів у галузі взаємозамінності. Тому підготовка сучасного інженера включає освоєння широкого кола питань, пов'язаних зі стандартизацією.
Курс "метрологія, стандартизація, кваліметрія" є логічним завершенням циклу загальнотехнічних курсів теорій машин і механізмів, технології матеріалів, опір матеріалів, деталей машин. Якщо інші курси є теоретичною основою проектування машин і механізмів, то даний курс розглядає питання забезпечення точності
геометричних параметрів, як необхідна умова взаємозамінності і таких найважливіших показників якості, як надійність довговічності. Отримані при вивченні курсу знання закріплюються в ході вивчення спеціальних дисциплін, в процесі курсового і дипломного проектування.
1. Питання по стандартизації
Кожен вид продукції характеризується параметрами, кількісно вираженими конкретними числами. Наприклад: автомобіль вантажопідйомністю 8 т, електродвигун потужністю 100 к Вт, вал діаметром
Завдання це вирішується встановленням рядів бажаних чисел при виборі числових значень параметрів у розрахунках, проектуванні, складанні різних технічних документів. Система бажаних чисел є теоретичною базою і основою стандартизації. Застосування бажаних чисел дозволяє уніфікувати розміри і параметри продукції в масштабах всього народного господарства країни і міжнародному масштабі. Про важливість взаємозв'язку параметрів окремих видів продукції свідчить приклад організації країнами - членами РЕВ контейнерних перевезень водним, залізничним і автомобільним транспортом, при яких вказані параметри контейнерів, судів, залізничних платформ, автомобільних кузовів, підйомно - транспортних пристроїв у місцях перевантажень контейнерів.
Ряди бажаних чисел повинні відповідати наступним вимогам: бути нескінченними як у бік малих, так і у бік великих розмірів, включати одиницю і всі десятикратні значення будь-якого члена, бути простими і легко запам'ятовуються.
У початковий період стандартизації отримали розповсюдження ряди, виражені арифметичними прогресіями, але істотним недоліком арифметичній прогресії є її відносна нерівномірність. При постійній абсолютної різниці відносна різниця між членами арифметичного ряду 1, 2, 3, ... 10 для чисел 1 і 2 становить 200%, а для чисел 9 і 10 всього 11%.
У зв'язку з цим пізніше стали застосовувати ступінчасто - арифметичні ряди, наприклад, ряди стандартних різьб:
1 - 1,1 - 1,2 - 1,4 - 1,6 - 1,8 - 2,0 - 2,2 - 2,5 - 3,0 - 3,5 - 4,0 - 4,5 - ... - 145 - 150 - 155 - 160 - 165 - ... е1
у яких різниці зростають зі збільшенням абсолютного розміру і відповідно рівні 0,1; 0,2; 0,5; 5.
Проте застосування арифметичної прогресії в більшості випадків не доцільно і тому знаходять обмежене поширення.
Більшою мірою задовольняють вимогам стандартизації геометричні прогресії, у яких відносна різниця між будь-якими злитими числами ряду є постійною. Геометрична прогресія характеризується тим, що відношення двох суміжних членів завжди постійна і дорівнює знаменника прогресії
1 - 2 - 4 - 8 - 16 - 32 - ...
1 - 1,25 - 1,6 - 2,0 - 2,5 - 3,15 - 4 - ...
1 - 10 - 100 - 1000 - 10000 - ...
У наведених ряжах знаменники відповідно рівні 2; 1,25; 10.
Геометричні прогресії володіють рядом цінних властивостей, які дають підставу використовувати їх для побудови рядів бажаних чисел.
У геометричній прогресії, що має в числі членів одиницю кожен її член (Ni) визначається з виразу.
Ni = φ
Де I - порядковий номер члена
φ - знаменник прогресії.
Для наведеного вище ряду
N
Необхідно мати на увазі, що порядковий номер одиниці у всіх рядах одно
N
У перші властивості геометричної прогресії були використані в 1877 - 1879 рр.. офіцером французького інженерного корпусу Ф. Ренар при розробці системи характеристик бавовняних канатів, які виготовлялися б заздалегідь незалежно від місця застосування. За основу був узятий канат, один метр якого мав масу аm. Знаменник прогресії був обраний з таким розрахунком, щоб кожен п'ятий член ряду давав десятикратне збільшення, тобто
аφ
Числовий ряд виглядав наступним чином:
а; а
Після обчислення:
а; 1,5849 а; 2,5119 а; 3,9811 а; 6,3096 а; 10а.
Після округлення:
1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10.
З цього ряд, умовно позначеного як ряд R5, були згодом утворені ряди R10, R20, R40; мають відповідно знаменники:
Не завжди є необхідність використовувати всі числа того чи іншого ряду. Стандартом допускається застосовувати похідні ряди, одержувані з основних або додаткового шляхом відбору кожного другого, третього, четвертого або n - го члена ряду.
Частота ряди в кожному конкретному випадку повинна бути заснована технічно і економічно. Звуження ряду веде до збільшення серійності, а отже зниження трудомісткості і собівартості, але може викликати зайві витрати при експлуатації.
2. Вибір і розрахунок посадок для гладких з'єднань
2.1 Вибір посадок за аналогією
Завдання: накреслити вузол, позначити позиціями деталі кута або пронумерувати їх. Підібрати за аналогіями з обгрунтуванням стандартні посадки для всіх сполучень вузла. Зробити розрахунок цих посадок.
Вузол містить наступні з'єднання:
а) обід колеса, позиція 1 - гальмівний барабан, позиція 5;
б) кришка, позиція 10 - обід колеса, позиція 1;
в) корпус, позиція 11 - втулка, позиція 12;
г) втулка, позиція 12 - регулювальний важіль, позиція 7.
З'єднання: обід колеса - гальмівний барабан.
Торцеві поверхні обода колеса і гальмівного барабана служать для з'єднання за допомогою болтів, тому вимоги до їх точності мінімальні. У поєднанні з діаметру гальмівного барабана з маточиною для зручності складання необхідно щоб посадка була з зазором, але на розмір зазору обід колеса може бути зміщений при складанні. Оскільки два цих суперечливих умови задовольнити не можна застосовують перехідні посадки
Отримуємо посадку Ø230
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відносини
Ø230
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відносини:
Отвори: ЕS = +0,072; EI = 0
Валу: es = +0,023; ei = -0,023.
Допуски:
Отвори: Т = 0,072
Валу: Т = 0,046
Граничні розміри:
Отвори: D max = 230,072; D min = 230, 00
Валу: d max = 230,023; d min = 229,977.
Граничні натяг і зазор:
N max = d max - D min = 230,023 - 230,000 = 0,023.
S max = D max - d min = 230,072 - 229,977 = 0,095.
З'єднання: кришка - обід колеса.
Для надійної роботи ціложпітельная манжета повинна бути соосно осі обертання вала. Радіальне відхилення кришки від осі отвору обода колеса виникає при складанні в межах посадкового зазору. Щоб обмежити радіальний зсув кришки, поле допуску цепірірующей поверхні за ГОСТ 18512 - 73 задають h8 [3 с. 100]. Після допуску отвори обода колеса дано в завданні на складальному кресленні, і Один Р7.
Отримуємо посадку Ø180
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відносини Ø180
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відносини:
Отвори: ES = -0,036; EI = -0,076;
Валу: es = 0,000; ei = - 0,063;
Допуски:
Отвори: T = 0,040;
Валу: T = 0,063;
Граничні розміри:
Отвори: D max = 179,964; D min = 179,924;
Валу: d max = 180,000; d min = 179,937
Граничні натяг і зазор:
S max = D max - d min = 179,964 - 179,937 = 0,027;
N max = d max - D min = 180,000 - 179,924 = 0,076.
З'єднання: корпус - втулка.
Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великим натягом ускладнюється складання деталей і ніякими експлуатаційними достоїнствами така посадка не володіє. З складального креслення видно, що втулка не обертається, значить, вона встановлена в корпус з натягом. Отже, відповідною посадкою є
Отримуємо посадку Ø 40
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відноси Ø40
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відносини:
Отвори: ES = +0,025; EI = 0,000;
Валу: es = +0,042; ei = +0,026;
Допуски:
Отвори: T = 0,025;
Валу: T = 0,016;
Граничні розміри:
Отвори: D max = 40,025; D min = 40,000;
Валу: d max = 40,042; d min = 40,026;
Граничні зазор і натяг:
N min = d min - D max = 40,026 - 40,025 = 0,001;
N max = d max - D min = 40,042 - 40,000 = 0,042.
З'єднання: втулка - регулювальний важіль.
Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великим натягом ускладнюється складання деталей і ніякими
експлуатаційними достоїнствами така посадка не володіє. З складального креслення видно, що у втулці обертається регулювальний важіль, значить у з'єднанні втулка, - регулювальний важіль є зазор, отже, підходящою посадкою є
Отримуємо посадку Ø38
За ГОСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відхилення.
Ø38
Розраховуємо дану посадку:
Граничні відхилення:
Отвори: ES = +0,016; EI = 0,000;
Валу: es = +0,000; ei = - 0,011
Допуски:
Отвори: T = 0,016;
Валу: Td = 0,011
Граничні розміри:
Отвори: D max = 38,016; D min = 38,000;
Валу: d max = 38,000; d min = 37,989;
Граничні зазор і натяг:
S max = D max - d min = 38,016 - 37,989 = 0, 027;
S min = D min - d max = 38,000 - 38,000 = 0,000.
2.2 Розрахунок і вибір посадки з натягом
Завдання: розрахувати і вибрати посадку для нерухомого з'єднання з урахуванням вихідних даних. У розрахунку врахувати вплив шорсткості поверхні на надійність з'єднання.
Посадки з натягом застосовують у нероз'ємних з'єднаннях, причому відносна нерухомість сполучених деталей досягається за рахунок пружних деформацій, що виникають при запресовуванні. Натяг в нерухомій посадці повинен бути таким щоб, з одного боку, гарантувати відносну нерухомість валу і отвори, а з іншого боку не викликати руйнування деталей при їхньому з'єднанні. Виходячи з цих умов, ведуть розрахунок і вибір нерухомої посадки.
Обчислюємо значення тиску в з'єднанні
Р ≥
Р ≥
Де Р - тиск; Па
d - номінальний розмір, м
ℓ - довжина сполучення, м
М - найбільший крутний момент, Н * м
f - коефіцієнт тертя [1 с. 211].
Розрахувати тиск, необхідний для передачі заданого навантаження можна визначити найменший натяг, здатний передати зазначену вище навантаження
Nmin = pd
де Е
З
З
де
З
Nmin = 25505599,85 * 0,08 * (
Nmin = 0.000034979м
При запресовуванні валу в отвір нерівності поверхонь зрізаються і мнуть, що зменшує дійсний натяг в з'єднанні. Вважають, що зрізування і зминання при запресовуванні становить 60% від їх висоти. Тоді розрахунковий натяг для вибору нерухомої посадки можна знайти за формулою [1 с.212]
Nрасч = Nmin +1.2 (R
Де Nрасч - розрахунковий натяг
Nmin - найменший натяг
R
Nрасч = 35 +1,2 * (2,5 +1,6) = 39,92
За таблицями [1 c.337] знаходимо, що умові Nmin.cт ≥ Nрасч задовольняє посадка
Що має мінімальний натяг 45мкм. Перевіряємо цю посадку за умовою міцності охоплює деталі. Щоб перевірити деталі на міцність, треба обчислити напруги, які виникають у них при найбільшому для обраної посадці натяг
Ці напруги для охоплює й охоплюваній деталей будуть відповідно рівні
G
Якщо ці напруги менше межі текучості матеріалу, значить посадка обрана
Pmax =
напруги для охоплює й охоплюваній деталей будуть відповідно рівні:
G
G
2.3 Вибір засобів вимірювання
Завдання: вибрати засоби вимірювання для зовнішнього діаметра конуса півосі, за завданням викладача, внутрішнього діаметра маточини під підшипник № 7124.
Конкретні засоби вимірювання застосовуються залежно від:
- Масштабу виробництва
- Прийнятій організаційно-технічної норми контролю
- Конструкції і матеріалу деталі
- Точності виготовлення
У масовому виробництві застосовують високопродуктивні механізовані і автоматизовані засоби вимірювання та контролю. Універсальні засоби вимірювання застосовують тільки для налагодження устаткування.
У серійному виробництві застосовують калібри, шаблони, спеціальні контрольні пристосування. У цьому виробництві застосовують і універсальні засоби вимірювання.
При виборі засобів вимірювання і методів контролю враховують сукупність методологічних, експлуатаційних та економічних показників.
До методологічних показниками належить:
- Допустима похибка виміряних приладів
- Ціна поділки
- Поріг чутливості
- Межа вимірювання
До експлуатаційних та економічними показниками належить:
- Вартість і надійність вимірювальних приладів
- Тривалість роботи
- Час на налаштування і процес вимірювання
- Маса
- Габаритні розміри
- Робоча навантаження
При виборі засобів вимірювання повинен обов'язково виконуватися така умова: S ≥ ΔLim - де S-допускаемая похибка при вимірюванні кооперування розмірів:
ΔLim - гранична похибка засобів вимірювання.
Величина ∂ залежить від номінального розміру і квалітету точності, а величина ΔLim - від номінального розміру, виду приладу і умов вимірювання.
Виберемо засіб вимірювання для конуса півосі під підшипник кочення. Посадка для цієї ділянки:
Ø100д6
За таблиці 6 стандарту ГОСТ 8.051-81 в залежності від квалітету точності і діаметра вибираємо припустиму похибку та засоби вимірювання ∂ = 0,022 мкм. Інструменти, що рекомендуються для вимірювання знаходяться в пунктах: 4б *, 5в, 6б
4б *- Мікрометр гладкий з величиною поділки 0,01 мм при налаштуванні на нуль за настановної мірою, температурний режим 2
5в-Скоба індіномоторная з ціною поділки 0,01 мм. Переміщення вимірювального стрижня 0,1; ΔLim = 0.скоба. При роботі знаходиться на стійці або забезпечується надійна ізоляція від тепла рук
6б-Важільний мікрометр (СР) з ціною поділки 0,002 мм при налаштуванні на нуль по кінцевим мір довжини при використанні на всьому межа вимірювання, температурний режим 2
З огляду на економічну вигоду, обслуговування приладу, його налаштування вибираємо найбільш доступні засоби вимірювання Мікрометр гладкий з величиною поділки 0,01 мм. Основна умова для даного вимірювання виконується, тобто: ∂ = 22мкм> ΔLim = 5мкм
Вибираємо засоби вимірювання для внутрішнього виміру обода колеса під підшипник. Посадка в цьому місці Ø180Р7
За таблиці 7 стандарту ГОСТ8.051-81 в залежності від квалітету точності і діаметра вибираємо припустиму похибку вимірювання ∂ = 0,0012. Інструменти, що рекомендуються для вимірювання знаходяться в пунктах: 6а *, 11 *, 12.
6а *-Нутромір індикаторний при заміні звітного пристрої вимірювальною головкою з ціною поділки 0,001 або 0,002 мм, температурний режим 2
11 *- Мікроскоп інструментальний. температурний режим 5
12 - Мікроскоп універсальний вимірювальний при використанні штриховий головки, температурний режим 1
Вибираємо для даного розміру нутромір індикаторний, як найбільш доступний засіб вимірювання. Основна умова виконується, тобто: ∂ = 12мкм> ΔLim = 7,5 мкм.
Результат вибору засобів вимірювання зводимо в таблицю:
3. Взаємозамінність стандартних сполук
3.1 Вибір і розрахунок насадок кілець підшипників кочення
Завдання: Для заданого на складальному кресленні підшипника № 7124 вибрати і розрахувати насадки для зовнішнього та внутрішнього кілець з обгрунтуванням. Накреслити умовні зображення підшипникового вузла, шийки валу і гнізда для кільце з розстановкою розмірів, шорсткості і похибок форми та розташування.
За стандартом ГОСТ 333-79 вибираємо розміри підшипника.
d = 120 - внутрішній діаметр
D = 180 - зовнішній діаметр
B = 36 - ширина
r = 3,0 - фаска
Аналізуючи конструкцію і роботу вузла приходимо до висновку, що внутрішнє кільце встановлено на нерухомому конусі і не обертається, тому воно відчуває зовнішній вид навантаження. Зовнішнє кільце
обертається разом з маточиною, отже відчуває циркуляційний тип навантаження. Для циркуляційного навантаження кільця насадку вибираємо за інтенсивною радіального навантаження на посадочній поверхні.
[1, с 215]
P
R - розрахункова радіальна реакція опори, вимірюється в Н.
Кп - коефіцієнт перевантаження; враховуючи, що трактор працює у важких умовах з перевантаженнями, приймаємо Кп рівне 1,8.
F - коефіцієнт враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при підлогою валі (F = від 1 до3); приймаємо F = рівне 2.
Fa - коефіцієнт нерівномірності розподілу
радіальнойнагрузкі (за наявності осьового навантаження
Fa = 1 ... 2, за відсутності Fa = 1, приймаємо Fa = 2.
P
За рекомендацією [1, стор 215] приймаємо поле допуску отвору
Посадка Ø180
Замість навантаженого внутрішнього кільця посадки вибираємо без рекомендації [3, стор 223] з урахуванням умов роботи, частоти обертання і конструкції корпусу; приймаємо Д6 посадка Ø120
Розрахуємо ці посадки і накреслимо схеми розташування полів допуску посадки кілець підшипника з маточиною колеса і кожухом півосі.
Посадка Ø180
Визначаємо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 180 - 0,036 = 179,964 мм
Dmin = 180 - 0,076 = 179,924 мм
dmax = 180 + 0 = 180 мм
dmin = 180 - 0,015 = 179,985 мм
Визначаємо граничне натягування
Nmax = dmax - Dmin = 180 - 179,924 = 0,076 мм
Nmin = dmin - Dmax = 179,985 - 179,964 = 0,021 мм
Посадка Ø180
Визначимо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 120 - 0 = 120 мм
Dmin = 120 - 0,012 = 119,988 мм
dmax = 120 - 0,012 = 119,988 мм
dmin = 120 - 0,034 = 119,966 мм
Визначимо граничні зазори:
Smax = Dmax - dmin = 120 - 119,196 = 0,034 мм
Smin = Dmin - dmax = 119,988 - 119,988 = 0,000 мм
Посадка Ø120
3.2 Вибір і розрахунок посадок шпоночно сполук
Завдання: Для шпоночно з'єднання з номінальним діаметром 60мм призначити посадки з пазом валу і пазом втулки, розрахувати ці посадки, накреслити поперечні перерізи валу і маточини з поперечними пазами.
За стандартами ГОСТ 23360 - 78 приймаємо розміри елементів шпоночно з'єднання:
в = 18 - ширина шпонки
h = 11 - висота шпонки
t1 = 7,0 - глибина паза валу
t2 = 4,4 - глибина паза втулки
за рекомендацією навчального посібника. [3, стр57] приймаємо поля допусків шпоночно з'єднання. Поле допуску ширини шпонки приймаємо h9, поле допуску ширини шпоночно паза приймаємо Р9. Точність ширини шпоночно паза приймаємо Р9.
Визначаємо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 18 - 0,015 = 17,985 мм
Dmin = 18 - 0,051 = 17,949 мм
dmax = 18 + 0,000 = 18,000 мм
dmin = 18 - 0,036 = 17,964 мм
Визначаємо граничне натягування:
Nmax = dmax - Dmin = 18,000 - 17,949 = 0,051 мм
Nmin = dmin - Dmax = 17,985 - 17,964 = 0,021 мм
3.3 Взаємозамінність шліцьових з'єднань
Завдання: для шліцьового з'єднання шестерні - корпус півосі вибрати метод центрування, призначити посадки по центруючий діаметру і бічним сторонам. Накреслити поперечні перерізи шліцьового вала і маточини.
За стандартом ГОСТ 1 139 80 підбираємо шлицевое з'єднання середньої серії (10 * 72 * 82)
z = 10 - число зубів
d = 72 - внутрішній діаметр
D = 82 - зовнішній діаметр
B = 12 - ширина
r не менше 0,5 - фаска
Призначенням метод центрування по внутрішньому діаметру тому це шлицевое з'єднання знаходиться в приводному мосту трактора, а трактор працює з перевантаженням. З'єднання нерухоме, обертання реверсивний.
Вибір посадок виробляємо за стандартом ГОСТ 1139 80. Приймаються посадку по центрирующим діаметру 72
d - 10 * 72
Шлицевое отвір:
d - 10 * 72Н7 * 82Н12 * 12Н8
Шлицевой вал:
d - 10 * 72h7 * 82a12 * 12h8
Розрахунок центрирующей посадки шліцьового з'єднання:
Посадка Ø72
Визначимо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 72 + 0,046 = 72,046 мм
Dmin = 72 + 0,000 = 72,000 мм
dmax = 72 + 0,000 = 72,000 мм
dmin = 72 - 0,046 = 71,954 мм
Визначимо граничні зазори:
Smax = Dmax - dmin = 72,046 - 71,954 = 0,092 мм
Smin = Dmin - dmax = 72,000 - 72,000 = 0,000 мм
3.4 Взаємозамінність різьбових з'єднань
Завдання: Для різьбового з'єднання кришка складального креслення прийняти розміри різьбового з'єднання і уточнити за стандартом. Призначити крок різьби, середній діаметр і внутрішній діаметр різьби. Визначити граничні відхилення на параметри різьби. Накреслити профіль зовнішньої і внутрішньої різьби.
Враховуючи масштаб складального креслення приймаємо для болтів утримують кришку різьблення М10.
Враховуючи, що дана різьблення утримує від осьового зсуву осі сателітів це різьблення є відповідальною, тому приймаємо різьблення з дрібним кроком Р = 1мм, тоді різьблення буде мати вигляд М12
За стандартом ГОСТ24705-81 визначаємо середні і внутрішні діаметри
Середній діаметр: d
Внутрішній діаметр: d
За ГОСТ16093-81 призначаємо ступеня точності і поля допусків різьби. Приймаються точність внутрішньої різьби по 6 ступеня, а для зовнішньої по 8 ступеня. Поля допусків приймаємо для внутрішньої різьби-Н, для зовнішньої. отримуємо різьбове з'єднання М12
Визначаємо граничні відхилення:
Внутрішня різьба: М1
Середній діаметр: D
Внутрішній діаметр: D
Зовнішня різьба: М12
Середній діаметр: d
Зовнішній діаметр: d
Визначаємо граничні зазори
Smin = EJ-es = 0.000-(-0.026) = 0.026мм
Smax = EJ-es = 0.150-(-0.206) = 0,356 мм
4. Розрахунок розмірного ланцюга
4.1 Розрахунок методом максимум-мінімум
а) за складального креслення виявляємо замикаючу ланка і його назву. Замикаючу ланка БΔ = 18 ± 0,5. Цей зазор між торцем куточка і пластиною.
б) виявляємо складові ланки
Б1 = 3 ± 0,25 - товщина стопорного кільця
Б2 = 15
Б3 = 30 - товщина втулки
Б4 = 30 - відстань від торця куточка до площини канавки
стопорного кільця.
в) складаємо схему розмірної ланцюга:
Б1; Б2; Б3 - збільшують ланки
Б4 - зменшує ланка
г) визначимо правильність складання схеми розмірної ланцюга
БΔ =
де БΔ - номінальне значення останнього у ланки
m - кількість збільшують ланок
n - всього ланок
БΔ = (3 +15 +30) -30 = 18
д) визначаємо коефіцієнти точності розмірної ланцюга, точність складових ланок:
а =
де Т
g-кількість таких ланок
а =
Визначаємо коефіцієнти точності за таблицею [1 с.182]. Приймаються точність складових ланок YT12 для якого d = 160.
Дані розрахунку зводимо в таблицю:
е) призначаємо граничні відхилення на розміри складових ланок за наступним правилом:
1) якщо розмір охоплюваний, то відхилення позначаються як для основного валу.
es = 0, ei-негативно
2) якщо розмір охоплює, то відхилення позначаються як для основного отвору. EY = 0, ES-позитивно
3) якщо розмір не можна віднести до першого або другого випадку, то
допуск ділиться навпіл зі знаками "+" або "-". До таких розмірах відносяться розміри уступів, глибини і т.п.
ж) визначаємо правильність призначених допусків:
Т
1200 ≠ 500 +100 +2 * 100 = 1020
Так як умова не виконується, вводимо коригуючий ланка і визначаємо для нього нові граничні відхилення [1 с.238] формула 94. В якості коригуючого ланки призначаємо ланка Б3 тому його допуск можна збільшити на 180мкм. Цей розмір простий у виготовленні і зручний для зміни.
ES
ES
EY
EY
Б
Робимо повторну перевірку, яка показує, що умова виконується:
Т
1200 = 500 +100 +390 +210 = 1200
4.2 Розрахунок розмірного ланцюга імовірнісним методом
а) за складального креслення виявляємо замикаючу ланка і його назву.
Замикаючу ланка БΔ = 18 ± 0,6 - зазор між торцем куточка і пластиною.
б) виявляємо складові ланки
Б1 = 3 ± 0,250 - товщина стопорного кільця
Б2 = 15
Б3 = 30 - товщина втулки
Б4 = 30 - відстань від торця куточка до площини канавки
стопорного кільця
в) складаємо схему розмірної ланцюга:
Б1; Б2; Б3 - збільшують ланки
Б4 - зменшує ланка
г) визначимо правильність складання схеми розмірної ланцюга
БΔ =
де БΔ - номінальне значення останнього у ланки
m - кількість збільшують ланок
n - всього ланок
БΔ = (3 +15 +30) -30 = 18
де БΔ - номінальне значення останнього у ланки
m - кількість збільшують ланок
n - всього ланок
БΔ = (3 +15 +30) -30 = 18
д) визначаємо коефіцієнти точності розмірної ланцюга, точність складових ланок:
а
а
η =
де
П
Приймаються YT14, для якого а = 400 [1 с.182]
Таблиця 3 - результати розрахунку розмірної ланцюга імовірнісним методом
Робимо перевірку, правильності призначення допусків:
Т
Т
умова виконується, значить, рішення правильне.
Список використаної літератури
1. Сірий І.С.: "Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання"-М.: "Агропромиздат", 1987-367с.
2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.: "Конструювання вузлів і деталей машин-М.: Вища школа 1985
3. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Варламова Л.П.: "Допуски і посадки. Обгрунтування вибору" - М.: Вища школа 1984
4. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.: "Конструювання вузлів і деталей машин-М.: Вища школа 2000
5. Методичні вказівки: "Вибір універсальних засобів вимірювання лінійних розмірів до 500мм"-М.: Видавництво стандартів, 1987
6. Ануров В.І.: "Довідник конструктора-машинобудівника" видання п'яте, том 1. -М.: Машинобудування, 1980
До методологічних показниками належить:
- Допустима похибка виміряних приладів
- Ціна поділки
- Поріг чутливості
- Межа вимірювання
До експлуатаційних та економічними показниками належить:
- Вартість і надійність вимірювальних приладів
- Тривалість роботи
- Час на налаштування і процес вимірювання
- Маса
- Габаритні розміри
- Робоча навантаження
При виборі засобів вимірювання повинен обов'язково виконуватися така умова: S ≥ ΔLim - де S-допускаемая похибка при вимірюванні кооперування розмірів:
ΔLim - гранична похибка засобів вимірювання.
Величина ∂ залежить від номінального розміру і квалітету точності, а величина ΔLim - від номінального розміру, виду приладу і умов вимірювання.
Виберемо засіб вимірювання для конуса півосі під підшипник кочення. Посадка для цієї ділянки:
Ø100д6
За таблиці 6 стандарту ГОСТ 8.051-81 в залежності від квалітету точності і діаметра вибираємо припустиму похибку та засоби вимірювання ∂ = 0,022 мкм. Інструменти, що рекомендуються для вимірювання знаходяться в пунктах: 4б *, 5в, 6б
4б *- Мікрометр гладкий з величиною поділки 0,01 мм при налаштуванні на нуль за настановної мірою, температурний режим 2
5в-Скоба індіномоторная з ціною поділки 0,01 мм. Переміщення вимірювального стрижня 0,1; ΔLim = 0.скоба. При роботі знаходиться на стійці або забезпечується надійна ізоляція від тепла рук
6б-Важільний мікрометр (СР) з ціною поділки 0,002 мм при налаштуванні на нуль по кінцевим мір довжини при використанні на всьому межа вимірювання, температурний режим 2
З огляду на економічну вигоду, обслуговування приладу, його налаштування вибираємо найбільш доступні засоби вимірювання Мікрометр гладкий з величиною поділки 0,01 мм. Основна умова для даного вимірювання виконується, тобто: ∂ = 22мкм> ΔLim = 5мкм
Вибираємо засоби вимірювання для внутрішнього виміру обода колеса під підшипник. Посадка в цьому місці Ø180Р7
За таблиці 7 стандарту ГОСТ8.051-81 в залежності від квалітету точності і діаметра вибираємо припустиму похибку вимірювання ∂ = 0,0012. Інструменти, що рекомендуються для вимірювання знаходяться в пунктах: 6а *, 11 *, 12.
6а *-Нутромір індикаторний при заміні звітного пристрої вимірювальною головкою з ціною поділки 0,001 або 0,002 мм, температурний режим 2
11 *- Мікроскоп інструментальний. температурний режим 5
12 - Мікроскоп універсальний вимірювальний при використанні штриховий головки, температурний режим 1
Вибираємо для даного розміру нутромір індикаторний, як найбільш доступний засіб вимірювання. Основна умова виконується, тобто: ∂ = 12мкм> ΔLim = 7,5 мкм.
Результат вибору засобів вимірювання зводимо в таблицю:
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| Найменування розміру | Номінальний розмір з полем допуску | Допустима похибка ∂, мм | Гранична похибка ΔLim, мм | Найменування засоби вимірювання, метрологічні показання, умови вимірювання |
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| Діаметр кожуха півосі | Ø100 | 0,022 | 0,005 | Мікрометр гладкий з величиною поділки 0,01 мм |
| Діаметр маточини під підшипник | Ø180Р7 | 0,012 | 0,0075 | Нутромір індикаторний з ціною поділки 0,001 або 0,002 мм, Rа = 1,25 мкм |
3. Взаємозамінність стандартних сполук
3.1 Вибір і розрахунок насадок кілець підшипників кочення
Завдання: Для заданого на складальному кресленні підшипника № 7124 вибрати і розрахувати насадки для зовнішнього та внутрішнього кілець з обгрунтуванням. Накреслити умовні зображення підшипникового вузла, шийки валу і гнізда для кільце з розстановкою розмірів, шорсткості і похибок форми та розташування.
За стандартом ГОСТ 333-79 вибираємо розміри підшипника.
d = 120 - внутрішній діаметр
D = 180 - зовнішній діаметр
B = 36 - ширина
r = 3,0 - фаска
Аналізуючи конструкцію і роботу вузла приходимо до висновку, що внутрішнє кільце встановлено на нерухомому конусі і не обертається, тому воно відчуває зовнішній вид навантаження. Зовнішнє кільце
обертається разом з маточиною, отже відчуває циркуляційний тип навантаження. Для циркуляційного навантаження кільця насадку вибираємо за інтенсивною радіального навантаження на посадочній поверхні.
[1, с 215]
P
R - розрахункова радіальна реакція опори, вимірюється в Н.
Кп - коефіцієнт перевантаження; враховуючи, що трактор працює у важких умовах з перевантаженнями, приймаємо Кп рівне 1,8.
F - коефіцієнт враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при підлогою валі (F = від 1 до3); приймаємо F = рівне 2.
Fa - коефіцієнт нерівномірності розподілу
радіальнойнагрузкі (за наявності осьового навантаження
Fa = 1 ... 2, за відсутності Fa = 1, приймаємо Fa = 2.
P
За рекомендацією [1, стор 215] приймаємо поле допуску отвору
Посадка Ø180
Замість навантаженого внутрішнього кільця посадки вибираємо без рекомендації [3, стор 223] з урахуванням умов роботи, частоти обертання і конструкції корпусу; приймаємо Д6 посадка Ø120
Розрахуємо ці посадки і накреслимо схеми розташування полів допуску посадки кілець підшипника з маточиною колеса і кожухом півосі.
Посадка Ø180
Визначаємо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 180 - 0,036 =
Dmin = 180 - 0,076 =
dmax = 180 + 0 =
dmin = 180 - 0,015 =
Визначаємо граничне натягування
Nmax = dmax - Dmin = 180 - 179,924 =
Nmin = dmin - Dmax = 179,985 - 179,964 =
Посадка Ø180
Визначимо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 120 - 0 =
Dmin = 120 - 0,012 =
dmax = 120 - 0,012 =
dmin = 120 - 0,034 =
Визначимо граничні зазори:
Smax = Dmax - dmin = 120 - 119,196 =
Smin = Dmin - dmax = 119,988 - 119,988 =
Посадка Ø120
3.2 Вибір і розрахунок посадок шпоночно сполук
Завдання: Для шпоночно з'єднання з номінальним діаметром 60мм призначити посадки з пазом валу і пазом втулки, розрахувати ці посадки, накреслити поперечні перерізи валу і маточини з поперечними пазами.
За стандартами ГОСТ 23360 - 78 приймаємо розміри елементів шпоночно з'єднання:
в = 18 - ширина шпонки
h = 11 - висота шпонки
t1 = 7,0 - глибина паза валу
t2 = 4,4 - глибина паза втулки
за рекомендацією навчального посібника. [3, стр57] приймаємо поля допусків шпоночно з'єднання. Поле допуску ширини шпонки приймаємо h9, поле допуску ширини шпоночно паза приймаємо Р9. Точність ширини шпоночно паза приймаємо Р9.
Визначаємо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 18 - 0,015 =
Dmin = 18 - 0,051 =
dmax = 18 + 0,000 =
dmin = 18 - 0,036 =
Визначаємо граничне натягування:
Nmax = dmax - Dmin = 18,000 - 17,949 =
Nmin = dmin - Dmax = 17,985 - 17,964 =
3.3 Взаємозамінність шліцьових з'єднань
Завдання: для шліцьового з'єднання шестерні - корпус півосі вибрати метод центрування, призначити посадки по центруючий діаметру і бічним сторонам. Накреслити поперечні перерізи шліцьового вала і маточини.
За стандартом ГОСТ 1 139 80 підбираємо шлицевое з'єднання середньої серії (10 * 72 * 82)
z = 10 - число зубів
d = 72 - внутрішній діаметр
D = 82 - зовнішній діаметр
B = 12 - ширина
r не менше 0,5 - фаска
Призначенням метод центрування по внутрішньому діаметру тому це шлицевое з'єднання знаходиться в приводному мосту трактора, а трактор працює з перевантаженням. З'єднання нерухоме, обертання реверсивний.
Вибір посадок виробляємо за стандартом ГОСТ 1139 80. Приймаються посадку по центрирующим діаметру 72
d - 10 * 72
Шлицевое отвір:
d - 10 * 72Н7 * 82Н12 * 12Н8
Шлицевой вал:
d - 10 * 72h7 * 82a12 * 12h8
Розрахунок центрирующей посадки шліцьового з'єднання:
Посадка Ø72
Визначимо граничні розміри отвору і валу:
Dmax = 72 + 0,046 = 72,046 мм
Dmin = 72 + 0,000 =
dmax = 72 + 0,000 =
dmin = 72 - 0,046 =
Визначимо граничні зазори:
Smax = Dmax - dmin = 72,046 - 71,954 =
Smin = Dmin - dmax = 72,000 - 72,000 =
3.4 Взаємозамінність різьбових з'єднань
Завдання: Для різьбового з'єднання кришка складального креслення прийняти розміри різьбового з'єднання і уточнити за стандартом. Призначити крок різьби, середній діаметр і внутрішній діаметр різьби. Визначити граничні відхилення на параметри різьби. Накреслити профіль зовнішньої і внутрішньої різьби.
Враховуючи масштаб складального креслення приймаємо для болтів утримують кришку різьблення М10.
Враховуючи, що дана різьблення утримує від осьового зсуву осі сателітів це різьблення є відповідальною, тому приймаємо різьблення з дрібним кроком Р = 1мм, тоді різьблення буде мати вигляд М12
За стандартом ГОСТ24705-81 визначаємо середні і внутрішні діаметри
Середній діаметр: d
Внутрішній діаметр: d
За ГОСТ16093-81 призначаємо ступеня точності і поля допусків різьби. Приймаються точність внутрішньої різьби по 6 ступеня, а для зовнішньої по 8 ступеня. Поля допусків приймаємо для внутрішньої різьби-Н, для зовнішньої. отримуємо різьбове з'єднання М12
Визначаємо граничні відхилення:
Внутрішня різьба: М1
Середній діаметр: D
Внутрішній діаметр: D
Зовнішня різьба: М12
Середній діаметр: d
Зовнішній діаметр: d
Визначаємо граничні зазори
Smin = EJ-es = 0.000-(-0.026) = 0.026мм
Smax = EJ-es = 0.150-(-0.206) = 0,356 мм
4. Розрахунок розмірного ланцюга
4.1 Розрахунок методом максимум-мінімум
а) за складального креслення виявляємо замикаючу ланка і його назву. Замикаючу ланка БΔ = 18 ± 0,5. Цей зазор між торцем куточка і пластиною.
б) виявляємо складові ланки
Б1 = 3 ± 0,25 - товщина стопорного кільця
Б2 = 15
Б3 = 30 - товщина втулки
Б4 = 30 - відстань від торця куточка до площини канавки
стопорного кільця.
в) складаємо схему розмірної ланцюга:
Б1; Б2; Б3 - збільшують ланки
Б4 - зменшує ланка
г) визначимо правильність складання схеми розмірної ланцюга
БΔ =
де БΔ - номінальне значення останнього у ланки
m - кількість збільшують ланок
n - всього ланок
БΔ = (3 +15 +30) -30 = 18
д) визначаємо коефіцієнти точності розмірної ланцюга, точність складових ланок:
а =
де Т
g-кількість таких ланок
а =
Визначаємо коефіцієнти точності за таблицею [1 с.182]. Приймаються точність складових ланок YT12 для якого d = 160.
Дані розрахунку зводимо в таблицю:
| Позначення ланок | Номінальний розмір, мм | Квалітет точності | Допуски, мм | Граничні відкладення, мм | ||
| верхнє | нижнє | |||||
| Б1 Б2 Б3 Б4 Б Δ | 3 15 30 30 18 | - - YT12 YT12 - | 0,500 0,100 0,390 0,210 1,200 | +0,250 0 +0,250 0 +0,600 | -0,250 -0,100 -0,140 -0,210 -0,600 | |
1) якщо розмір охоплюваний, то відхилення позначаються як для основного валу.
es = 0, ei-негативно
2) якщо розмір охоплює, то відхилення позначаються як для основного отвору. EY = 0, ES-позитивно
3) якщо розмір не можна віднести до першого або другого випадку, то
допуск ділиться навпіл зі знаками "+" або "-". До таких розмірах відносяться розміри уступів, глибини і т.п.
ж) визначаємо правильність призначених допусків:
Т
1200 ≠ 500 +100 +2 * 100 = 1020
Так як умова не виконується, вводимо коригуючий ланка і визначаємо для нього нові граничні відхилення [1 с.238] формула 94. В якості коригуючого ланки призначаємо ланка Б3 тому його допуск можна збільшити на 180мкм. Цей розмір простий у виготовленні і зручний для зміни.
ES
ES
EY
EY
Б
Робимо повторну перевірку, яка показує, що умова виконується:
Т
1200 = 500 +100 +390 +210 = 1200
4.2 Розрахунок розмірного ланцюга імовірнісним методом
а) за складального креслення виявляємо замикаючу ланка і його назву.
Замикаючу ланка БΔ = 18 ± 0,6 - зазор між торцем куточка і пластиною.
б) виявляємо складові ланки
Б1 = 3 ± 0,250 - товщина стопорного кільця
Б2 = 15
Б3 = 30 - товщина втулки
Б4 = 30 - відстань від торця куточка до площини канавки
стопорного кільця
в) складаємо схему розмірної ланцюга:
Б1; Б2; Б3 - збільшують ланки
Б4 - зменшує ланка
г) визначимо правильність складання схеми розмірної ланцюга
БΔ =
де БΔ - номінальне значення останнього у ланки
m - кількість збільшують ланок
n - всього ланок
БΔ = (3 +15 +30) -30 = 18
де БΔ - номінальне значення останнього у ланки
m - кількість збільшують ланок
n - всього ланок
БΔ = (3 +15 +30) -30 = 18
д) визначаємо коефіцієнти точності розмірної ланцюга, точність складових ланок:
а
а
η =
де
П
Приймаються YT14, для якого а = 400 [1 с.182]
| Позначення ланок | Номінальний розмір, мм | Квалітет точності | Допуски, мм | Граничні відкладення, мм | ||
| верхнє | нижнє | |||||
| Б1 Б2 Б3 Б4 Б Δ | 3 15 30 30 18 | YT14 YT14 YT14 YT14 - | 500 100 520 520 1200 | +0,250 0 0 0 +0,600 | -0,250 -0,100 -0,520 -0,520 -0,600 | |
Робимо перевірку, правильності призначення допусків:
Т
Т
умова виконується, значить, рішення правильне.
Список використаної літератури
1. Сірий І.С.: "Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання"-М.: "Агропромиздат", 1987-367с.
2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.: "Конструювання вузлів і деталей машин-М.: Вища школа 1985
3. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Варламова Л.П.: "Допуски і посадки. Обгрунтування вибору" - М.: Вища школа 1984
4. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П.: "Конструювання вузлів і деталей машин-М.: Вища школа 2000
5. Методичні вказівки: "Вибір універсальних засобів вимірювання лінійних розмірів до 500мм"-М.: Видавництво стандартів, 1987
6. Ануров В.І.: "Довідник конструктора-машинобудівника" видання п'яте, том 1. -М.: Машинобудування, 1980