Зміст
Вступ
Завдання 1: Вибір посадки з натягом
Завдання 2: Розрахунок перехідної посадки на ймовірність отримання натягов і зазорів
Завдання 3: Контроль розмірів (розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібров)
Завдання 4: Вибір посадки кілець підшипника
Завдання 5: Метод центрування і вибір посадки шліцьового з'єднання
Завдання 6: Ступінь точності і контрольовані параметри циліндричної зубчастої передачі
Завдання 7: Розрахунок розмірного ланцюга для забезпечення заданого замикаючого ланки
Завдання 8: Основні розміри і граничні відхилення різьбових з'єднань
Завдання 9: Визначення виду шпоночно з'єднання
Висновок
Список використаної літератури
Введення
Курсовий проект включає в себе вирішення завдань за темами:
1. Посадки;
2. Шліцьові з'єднання;
3. Зубчаста передача;
4. Різьбові з'єднання;
5. Шпонкові з'єднання;
6. Розмірні ланцюги.
Метою рішення завдань є більш глибоке засвоєння основних теоретичних положень та набуття навичок з вибору посадок для різного з'єднання деталей залежно від їх технічного призначення (різьбові, шпонкові та інші сполуки), щодо складання та рішенням розмірних ланцюгів, а також вдосконалення навичок пошуку та використання нормативних документів (ГОСТ, СТ РЕВ і т.д.) і табличних даних.
1. Розрахувати та вибрати посадку для з'єднання 2-3 при наступних вихідних даних:
Крутний момент M кр = 0
Осьова сила P ос = 5300 Н
Номінальний діаметр d = 56 мм
Довжина контакту l = 40 мм
Коефіцієнт тертя-зчеплення f = 0,13
Діаметр внутрішнього отвору d 1 = 50 мм
Діаметр втулки d 2 = 78 мм
Матеріал валу Сталь 45
Матеріал втулки БрО4Ц4С17
Вид запресовування Механічна
Висота мікронерівностей валу R zd = 5 мкм
Висота мікронерівностей втулки R zD = 10 мкм
Робоча температура з'єднання t = 60 С
Умови працездатності:
1. Відсутність прослизання;
2. Відсутність пластичних деформацій в з'єднанні.
При розрахунках використовуються висновки завдання Ляме (визначення напружень і переміщень у товстостінних порожнистих циліндрах).
За відомим значенням зовнішніх навантажень (M кр; P ос) і розмірам з'єднання (d; l) визначається необхідна мінімальна питомий тиск на контактних поверхнях з'єднання за формулою [1.1]:
де P ос - поздовжня осьова сила, яка прагне зрушити одну деталь щодо іншої; M кр - крутний момент, прагне повернути одну деталь щодо іншої; l - довжина контакту сполучених поверхонь; f - коефіцієнт тертя-зчеплення.
За отриманого значення p визначається необхідна величина найменшого розрахункового натягу N 'min [1.2]
де E 1 і E 2 - модулі пружності матеріалів деталей; c 1 і c 2 - коефіцієнти Ляме, що визначаються за формулами [1.3] та [1.4]
де d 1 - діаметр внутрішнього отвору; d 2 - діаметр втулки; μ 1 і μ 2 - коефіцієнти Пуассона.
Приймаються значення E 1 = 1,96 · 10 5 Н / мм 2, E 2 = 0,84 · 10 5 Н / мм 2, μ 1 = 0,3, μ 2 = 0,35 (табл. 1.106, стор 335. Мягков том 1).
Визначаються з урахуванням поправок до N 'min величина мінімального допустимого натягу [1.5]
де γ ш - поправка, що враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні сполуки [1.6]
γ t - поправка, яка враховує відмінність коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей [1.7]
де α D і α d - Коефіцієнти лінійного розширення матеріалів;
Приймаються значення α D = 17,6 · 10 -6 град -1, α d = 11,5 · 10 -6 град -1 (табл. 1.62, стор 187-188, Мягков том 1).
На основі теорії найбільших дотичних напружень визначається максимальне допустиме питомий тиск [p max], при якому відсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. В якості [p max] береться найменше з двох значень, визначених за формулами [1.8] та [1.9]
де σ Т1 і σ Т2 - межа плинності матеріалів деталей.
Приймаються значення σ Т1 = 355 МПа (табл. 3, стор 97, Ануров том 1), σ Т2 = 147 МПа (табл. 68, стор 198, Ануров том 1).
Визначається величина найбільшого розрахункового натягу N 'max [1.10]
Визначається з урахуванням поправок до N 'min величина максимального допустимого натягу [1.11]
де γ уд - коефіцієнт питомого тиску у торців охоплює деталі.
Приймається значення γ уд = 0,93 (за графіком мал. 1.68, стор 336, Мягков том 1).
Вибирається посадка з таблиць системи допусків і посадок (табл.1.49, стор 156, Мягков том 1)
для якого N max = 106 мкм <[N max], N min = 57 мкм> [N min].
рис.1.1
рис.1.2
рис.1.3
2. Для з'єднання 16-17 визначити імовірнісні характеристики заданої перехідною посадки:
рис.2.1
рис.2.2
Розраховується посадка, і визначаються мінімальний і максимальний натяг [2.1], [2.2], [2.3]
поля допусків [2.4], [2.5]
де ВО - верхнє відхилення отвору; по - верхнє відхилення вала; АЛЕ - нижнє відхилення отвору; але - нижнє відхилення вала. (ВО = 30 мкм, АЛЕ =- 10 мкм, у = 25 мкм, але = 0 мкм)
Визначається середнє квадратичне відхилення натягу (зазору) за формулою [2.6]
Визначається межа інтегрування [2.7]
Приймається значення функції Ф (1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стор 12, Мягков том 1).
Розраховується ймовірність натягов [2.8] (або відсоток натягов [2.9]) і ймовірність зазору [2.10] (або відсоток зазорів [2.11]):
ймовірність натягу
відсоток натягу
ймовірність зазору
відсоток зазору
рис.2.3
3. Розрахувати виконавчі розміри гладких граничних калібрів (контркалібров) для контролю деталей з'єднання: 16-17.
Розрахунок виконавчих розмірів калібру-скоби для валу h7
рис.3.1
Прохідна сторона розраховується за формулою [3.1], межа зносу - [3.2], непрохідна сторона - [3.3]
де d - номінальний діаметр вала; по - верхнє відхилення вала; але - нижнє відхилення вала; Z 1 - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для валу щодо найбільшого граничного розміру вироби; Y 1 - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для валу за кордон поля допуску вироби.
Приймаються значення Z 1 = 4 мкм, Y 1 = 3 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Допуску на виготовлення калібрів для валу (прохідний і непрохідний сторони) приймається H 1 = 5 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Допуску на виготовлення контркалібров для валу (прохідний і непрохідний боку, межі зносу) приймається H р = 2 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Виконавчі розміри калібру-скоби:
прохідна сторона
непрохідна сторона
Виконавчі розміри контркалібра-скоби:
прохідна сторона
непрохідна сторона
межа зносу
рис.3.2
Розрахунок виконавчих розмірів калібру-пробки для отвору Js8
рис.3.3
Прохідна сторона розраховується за формулою [3.4], межа зносу - [3.5], непрохідна сторона - [3.6]
де D - номінальний діаметр вала; ВО - верхнє відхилення отвору; АЛЕ - нижнє відхилення отвору; Z - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для отвору щодо найменшого граничного розміру вироби; Y - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для отвори за кордон поля допуску вироби.
Приймаються значення Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Допуску на виготовлення калібрів для отвору (прохідний і непрохідний сторони) приймається H = 5 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Виконавчі розміри калібру-скоби:
прохідна сторона
непрохідна сторона
рис.3.4
4. Вибрати посадки для кілець 7 і 8 підшипника № 421.
Клас точності 0
Радіальна реакція в опорах R = 45 кН
Перевантаження 100%
Характер навантаження: вал, що обертається
Діаметр внутрішнього кільця d = 105 мм
Діаметр зовнішнього кільця D = 260 мм
Ширина підшипника B = 60 мм
Ширина фаски кільця підшипника r = 4 мм
При характері навантаження - вал, що обертається внутрішнє кільце відчуває циркуляційний навантаження, зовнішнє - місцевий. Інтенсивність навантаження підраховується за формулою [4]
де R - радіальна реакція в опорах; B - ширина підшипника; r - ширина фаски кільця підшипника, k П - динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації k П = 1); F - коефіцієнт, що враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при підлогою валі або тонкостінному корпусі (при суцільному валі F = 1, табл. 4.90, стор 286, Мягков том 2); F A - Коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів (F A = 1 для радіальних і радіально-наполегливих підшипників).
Вибирається посадка
У відповідності до класу точності підшипника вибираються посадки кілець:
внутрішнє L0 -20 (табл. 4.82, стор 273, Мягков том 2),
зовнішнє l0 -35 (табл. 4.83, стор 276, Мягков том 2).
рис.4.1
рис.4.2
5. Визначити метод центрування і вибрати посадку шліцьового з'єднання 13-14.
Число шліців z = 16
Зовнішній діаметр D = 82 мм
Матеріал валу Сталь 45
Матеріал втулки БрО4Ц4С17
У зв'язку з тим, що твердість матеріалу валу (HB вал = 255 по ГОСТ 1051-88) більше твердості матеріалу втулки (HB втулка = 60 по табл. 68, стор 198, Ануров том 1) і механізм не реверсивний, вибирається метод центрування по зовнішньому діаметру. Приймаються число зубів z = 16, внутрішній діаметр d = 72 мм , Зовнішній діаметр D = 82 мм , Бокова поверхня зуба b = 7 мм (Табл. 4.71, стор 251, Мягков том 2).
Вибирається посадка
рис.5.1
рис.5.2
ріс.5.3
ріс.5.4
рис.5.5
6. Встановити ступінь точності і контрольовані параметри зубчастої пари 10-11.
Модуль m = 10 мм
Кількість зубів z = 25
Швидкість v = 5 м / с
Вид сполучення Д
За формулами [6.1] та [6.2] визначаються ділильний окружний крок і ділильний діаметр
Зубчасті колеса - загального машинобудування, що не вимагають особливої точності. За значенням окружної швидкості приймається ступінь точності - 8 (середня точність) (табл. 5.12, стор 330, Мягков том 2).
Діаметр вершин зубів розраховується за формулою [6.3]
де коефіцієнт висоти головки h * a = 1 для стандартного вихідного контуру по ГОСТ 13755-81 і ГОСТ 9587-81.
Норми кінематичної точності
Приймається допуск на радіальне биття зубчастого вінця F r = 80 мкм (табл. 5.7, стор 317, Мягков том 2), допуск на накопичену похибку кроку зубчастого колеса F p = 125 мкм (табл. 5.8, стор 319, Мягков том 2 ).
Норми плавності роботи
Приймається допуск на місцеву кінематичну похибку f 'i = 60 мкм, граничне відхилення кроку f pt = ± 32 мкм, похибка профілю f f = 28 мкм (табл. 5.9, стор 321, Мягков том 2).
Оскільки ширина зубчастого вінця b = 50 мм , То приймається сумарне пляма контакту по висоті зуба - 40%, по довжині зуба - 50%; допуски на не паралельність f x = 25 мкм, перекіс f y = 12 мкм, напрямок зуба F β = 25 мкм (табл. 5.10, стор . 323-324, Мягков том 2).
Вид сполучення - Д, допуску бічного зазору - d, клас відхилень міжосьової відстані - III (табл. 5.15, стор 335, Мягков том 2).
Міжосьова відстань розраховується за формулою [6.4]
де числа зубів коліс z 1 = z 2 = 25.
|
Вступ
Завдання 1: Вибір посадки з натягом
Завдання 2: Розрахунок перехідної посадки на ймовірність отримання натягов і зазорів
Завдання 3: Контроль розмірів (розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібров)
Завдання 4: Вибір посадки кілець підшипника
Завдання 5: Метод центрування і вибір посадки шліцьового з'єднання
Завдання 6: Ступінь точності і контрольовані параметри циліндричної зубчастої передачі
Завдання 7: Розрахунок розмірного ланцюга для забезпечення заданого замикаючого ланки
Завдання 8: Основні розміри і граничні відхилення різьбових з'єднань
Завдання 9: Визначення виду шпоночно з'єднання
Висновок
Список використаної літератури
Введення
Курсовий проект включає в себе вирішення завдань за темами:
1. Посадки;
2. Шліцьові з'єднання;
3. Зубчаста передача;
4. Різьбові з'єднання;
5. Шпонкові з'єднання;
6. Розмірні ланцюги.
Метою рішення завдань є більш глибоке засвоєння основних теоретичних положень та набуття навичок з вибору посадок для різного з'єднання деталей залежно від їх технічного призначення (різьбові, шпонкові та інші сполуки), щодо складання та рішенням розмірних ланцюгів, а також вдосконалення навичок пошуку та використання нормативних документів (ГОСТ, СТ РЕВ і т.д.) і табличних даних.
1. Розрахувати та вибрати посадку для з'єднання 2-3 при наступних вихідних даних:
Крутний момент M кр = 0
Осьова сила P ос = 5300 Н
Номінальний діаметр d =
Довжина контакту l =
Коефіцієнт тертя-зчеплення f = 0,13
Діаметр внутрішнього отвору d 1 =
Діаметр втулки d 2 =
Матеріал валу Сталь 45
Матеріал втулки БрО4Ц4С17
Вид запресовування Механічна
Висота мікронерівностей валу R zd = 5 мкм
Висота мікронерівностей втулки R zD = 10 мкм
Робоча температура з'єднання t = 60 С
Умови працездатності:
1. Відсутність прослизання;
2. Відсутність пластичних деформацій в з'єднанні.
При розрахунках використовуються висновки завдання Ляме (визначення напружень і переміщень у товстостінних порожнистих циліндрах).
За відомим значенням зовнішніх навантажень (M кр; P ос) і розмірам з'єднання (d; l) визначається необхідна мінімальна питомий тиск на контактних поверхнях з'єднання за формулою [1.1]:
де P ос - поздовжня осьова сила, яка прагне зрушити одну деталь щодо іншої; M кр - крутний момент, прагне повернути одну деталь щодо іншої; l - довжина контакту сполучених поверхонь; f - коефіцієнт тертя-зчеплення.
За отриманого значення p визначається необхідна величина найменшого розрахункового натягу N 'min [1.2]
де E 1 і E 2 - модулі пружності матеріалів деталей; c 1 і c 2 - коефіцієнти Ляме, що визначаються за формулами [1.3] та [1.4]
де d 1 - діаметр внутрішнього отвору; d 2 - діаметр втулки; μ 1 і μ 2 - коефіцієнти Пуассона.
Приймаються значення E 1 = 1,96 · 10 5 Н / мм 2, E 2 = 0,84 · 10 5 Н / мм 2, μ 1 = 0,3, μ 2 = 0,35 (табл. 1.106, стор 335. Мягков том 1).
Визначаються з урахуванням поправок до N 'min величина мінімального допустимого натягу [1.5]
де γ ш - поправка, що враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні сполуки [1.6]
γ t - поправка, яка враховує відмінність коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей [1.7]
де α D і α d - Коефіцієнти лінійного розширення матеріалів;
Приймаються значення α D = 17,6 · 10 -6 град -1, α d = 11,5 · 10 -6 град -1 (табл. 1.62, стор 187-188, Мягков том 1).
На основі теорії найбільших дотичних напружень визначається максимальне допустиме питомий тиск [p max], при якому відсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. В якості [p max] береться найменше з двох значень, визначених за формулами [1.8] та [1.9]
де σ Т1 і σ Т2 - межа плинності матеріалів деталей.
Приймаються значення σ Т1 = 355 МПа (табл. 3, стор 97, Ануров том 1), σ Т2 = 147 МПа (табл. 68, стор 198, Ануров том 1).
Визначається величина найбільшого розрахункового натягу N 'max [1.10]
Визначається з урахуванням поправок до N 'min величина максимального допустимого натягу [1.11]
де γ уд - коефіцієнт питомого тиску у торців охоплює деталі.
Приймається значення γ уд = 0,93 (за графіком мал. 1.68, стор 336, Мягков том 1).
Вибирається посадка з таблиць системи допусків і посадок (табл.1.49, стор 156, Мягков том 1)
для якого N max = 106 мкм <[N max], N min = 57 мкм> [N min].
рис.1.1
рис.1.2
рис.1.3
2. Для з'єднання 16-17 визначити імовірнісні характеристики заданої перехідною посадки:
рис.2.1
рис.2.2
Розраховується посадка, і визначаються мінімальний і максимальний натяг [2.1], [2.2], [2.3]
поля допусків [2.4], [2.5]
де ВО - верхнє відхилення отвору; по - верхнє відхилення вала; АЛЕ - нижнє відхилення отвору; але - нижнє відхилення вала. (ВО = 30 мкм, АЛЕ =- 10 мкм, у = 25 мкм, але = 0 мкм)
Визначається середнє квадратичне відхилення натягу (зазору) за формулою [2.6]
Визначається межа інтегрування [2.7]
Приймається значення функції Ф (1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стор 12, Мягков том 1).
Розраховується ймовірність натягов [2.8] (або відсоток натягов [2.9]) і ймовірність зазору [2.10] (або відсоток зазорів [2.11]):
ймовірність натягу
відсоток натягу
ймовірність зазору
відсоток зазору
рис.2.3
3. Розрахувати виконавчі розміри гладких граничних калібрів (контркалібров) для контролю деталей з'єднання: 16-17.
Розрахунок виконавчих розмірів калібру-скоби для валу h7
рис.3.1
Прохідна сторона розраховується за формулою [3.1], межа зносу - [3.2], непрохідна сторона - [3.3]
де d - номінальний діаметр вала; по - верхнє відхилення вала; але - нижнє відхилення вала; Z 1 - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для валу щодо найбільшого граничного розміру вироби; Y 1 - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для валу за кордон поля допуску вироби.
Приймаються значення Z 1 = 4 мкм, Y 1 = 3 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Допуску на виготовлення калібрів для валу (прохідний і непрохідний сторони) приймається H 1 = 5 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Допуску на виготовлення контркалібров для валу (прохідний і непрохідний боку, межі зносу) приймається H р = 2 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Виконавчі розміри калібру-скоби:
прохідна сторона
непрохідна сторона
Виконавчі розміри контркалібра-скоби:
прохідна сторона
непрохідна сторона
межа зносу
рис.3.2
Розрахунок виконавчих розмірів калібру-пробки для отвору Js8
рис.3.3
Прохідна сторона розраховується за формулою [3.4], межа зносу - [3.5], непрохідна сторона - [3.6]
де D - номінальний діаметр вала; ВО - верхнє відхилення отвору; АЛЕ - нижнє відхилення отвору; Z - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для отвору щодо найменшого граничного розміру вироби; Y - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для отвори за кордон поля допуску вироби.
Приймаються значення Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Допуску на виготовлення калібрів для отвору (прохідний і непрохідний сторони) приймається H = 5 мкм (табл. 2, стор 8, ГОСТ 24853-81).
Виконавчі розміри калібру-скоби:
прохідна сторона
непрохідна сторона
рис.3.4
4. Вибрати посадки для кілець 7 і 8 підшипника № 421.
Клас точності 0
Радіальна реакція в опорах R = 45 кН
Перевантаження 100%
Характер навантаження: вал, що обертається
Діаметр внутрішнього кільця d =
Діаметр зовнішнього кільця D =
Ширина підшипника B =
Ширина фаски кільця підшипника r =
При характері навантаження - вал, що обертається внутрішнє кільце відчуває циркуляційний навантаження, зовнішнє - місцевий. Інтенсивність навантаження підраховується за формулою [4]
де R - радіальна реакція в опорах; B - ширина підшипника; r - ширина фаски кільця підшипника, k П - динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації k П = 1); F - коефіцієнт, що враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при підлогою валі або тонкостінному корпусі (при суцільному валі F = 1, табл. 4.90, стор 286, Мягков том 2); F A - Коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів (F A = 1 для радіальних і радіально-наполегливих підшипників).
Вибирається посадка
У відповідності до класу точності підшипника вибираються посадки кілець:
внутрішнє L0 -20 (табл. 4.82, стор 273, Мягков том 2),
зовнішнє l0 -35 (табл. 4.83, стор 276, Мягков том 2).
рис.4.1
рис.4.2
5. Визначити метод центрування і вибрати посадку шліцьового з'єднання 13-14.
Число шліців z = 16
Зовнішній діаметр D =
Матеріал валу Сталь 45
Матеріал втулки БрО4Ц4С17
У зв'язку з тим, що твердість матеріалу валу (HB вал = 255 по ГОСТ 1051-88) більше твердості матеріалу втулки (HB втулка = 60 по табл. 68, стор 198, Ануров том 1) і механізм не реверсивний, вибирається метод центрування по зовнішньому діаметру. Приймаються число зубів z = 16, внутрішній діаметр d =
Вибирається посадка
рис.5.1
рис.5.2
ріс.5.3
ріс.5.4
рис.5.5
6. Встановити ступінь точності і контрольовані параметри зубчастої пари 10-11.
Модуль m =
Кількість зубів z = 25
Швидкість v = 5 м / с
Вид сполучення Д
За формулами [6.1] та [6.2] визначаються ділильний окружний крок і ділильний діаметр
Зубчасті колеса - загального машинобудування, що не вимагають особливої точності. За значенням окружної швидкості приймається ступінь точності - 8 (середня точність) (табл. 5.12, стор 330, Мягков том 2).
Діаметр вершин зубів розраховується за формулою [6.3]
де коефіцієнт висоти головки h * a = 1 для стандартного вихідного контуру по ГОСТ 13755-81 і ГОСТ 9587-81.
Норми кінематичної точності
Приймається допуск на радіальне биття зубчастого вінця F r = 80 мкм (табл. 5.7, стор 317, Мягков том 2), допуск на накопичену похибку кроку зубчастого колеса F p = 125 мкм (табл. 5.8, стор 319, Мягков том 2 ).
Норми плавності роботи
Приймається допуск на місцеву кінематичну похибку f 'i = 60 мкм, граничне відхилення кроку f pt = ± 32 мкм, похибка профілю f f = 28 мкм (табл. 5.9, стор 321, Мягков том 2).
Оскільки ширина зубчастого вінця b =
Вид сполучення - Д, допуску бічного зазору - d, клас відхилень міжосьової відстані - III (табл. 5.15, стор 335, Мягков том 2).
Міжосьова відстань розраховується за формулою [6.4]
де числа зубів коліс z 1 = z 2 = 25.
Приймається гарантований бічний зазор j nmin = 72 мкм, граничне відхилення міжосьової відстані f a = ± 35 мкм (табл. 5.17, стор 336, Мягков том 2).
Ступінь точності за ГОСТ 1643-81 8-8-8-Дd
Ступінь точності за ГОСТ 1643-81 8-8-8-Дd
| Модуль | m, мм | 10 |
| Кількість зубів | z | 25 |
| Нормальний вихідний контур | - | ГОСТ 13755-81 |
| Коефіцієнт змішування | х | 0 |
| Ступінь точності за ГОСТ 1643-81 | - | 8-8-8-Дd |
| Допуск на биття зубчастого вінця | F r, мкм | 80 |
| Допуск на граничне відхилення кроку | f pt, мкм | ± 32 |
| Гарантований бічний зазор | j nmin, мкм | 72 |
| Ділильний діаметр | d, мм | 250 |
| Ділильний окружний крок | P, мм | 31.4 |
7. Збудувати і розрахувати розмірну ланцюг для забезпечення розміру заданого замикаючого ланки
рис.7.1
рис.7.2
Метод повної взаємозамінності
У цьому завданню вихідною ланкою є зазор А Σ. Тоді
максимальне значення останнього у ланки [A Σ max] =
мінімальне значення останнього у ланки [A Σ min] =
верхнє відхилення замикаючого ланки [ВО Σ] =
нижнє відхилення замикаючого ланки [АЛЕ Σ] =
значення середнього відхилення [Δ c Σ] = 0;
полі допуску [Т Σ] =
Складається рівняння розмірного ланцюга за формулою [7.1] (лінійна розмірна ланцюг):
З урахуванням цього рівняння і прийнятого значення A Σ =
Розраховуються допуски складових ланок за способом одного ступеня точності за формулою [7.2]
де [Т Σ] - значення поля допуску ланки А Σ, i - значення одиниці поля допуску. Вживаються i 1 = 2.17, i 2 = 0.9, i 3 = 2.17 (табл. 3.3, стор 20, Мягков том 2).
Таке значення одиниць допуску відповідає приблизно 10-му квалітету в ЕСДП (табл. 1.8, стор 44, Мягков том 1).
Таким чином, допуски складових розмірів з урахуванням ступеня складності виготовлення приймаються: Т 1 =
Призначаються допустимі відхилення на всі складові розміри виходячи з економічної точності виготовлення по можливій фінішної операції. Для ланки А 1 призначається відхилення типу h, а для ланки А 3 - відхилення типу H, тобто Δ c 1 =-Т 1 / 2 =
Граничні відхилення коригуючого ланки А 2 визначаються за формулами [7.6] та [7.7]
Правильність обчислення граничних відхилень перевіряємо за формулою [7.8]
А Σ
А 1
А 2
А 3
Теоретико-ймовірний метод
У цьому завданню вихідною ланкою є зазор А Σ. Тоді
максимальне значення останнього у ланки [A Σ max] =
мінімальне значення останнього у ланки [A Σ min] =
верхнє відхилення замикаючого ланки [ВО Σ] =
нижнє відхилення замикаючого ланки [АЛЕ Σ] =
значення середнього відхилення [Δ c Σ] = 0;
полі допуску [Т Σ] =
Складається рівняння розмірного ланцюга за формулою [7.1] (лінійна розмірна ланцюг):
З урахуванням цього рівняння і прийнятого значення A Σ =
Вживаються i 1 = 2.17, i 2 = 0.9, i 3 = 2.17 (табл. 3.3, стор 20, Мягков том 2).
Таке значення одиниць допуску відповідає приблизно 11-му квалітету в ЕСДП (табл. 1.8, стор 44, Мягков том 1).
Таким чином, допуски складових розмірів з урахуванням ступеня складності виготовлення приймаються: Т 1 =
Призначаються допустимі відхилення на всі складові розміри виходячи з економічної точності виготовлення по можливій фінішної операції. Для ланки А 1 призначається відхилення типу h, а для ланки А 3 - відхилення типу H, тобто Δ c 1 =-Т 1 / 2 =
Граничні відхилення коригуючого ланки А 2 визначаються за формулами [7.6] та [7.7]
А Σ
А 1
А 2
8. Призначити основні розміри та граничні відхилення різьбового з'єднання.
Довжина згвинчування l =
Болт М27
Гайка М27
М27 - різьблення метрична з великим кроком P =
Довжина згвинчування l =
Граничні діаметри болта (за табл. 4.29, стор 155, Мягков том 2):
d 2 max =
d 2 min = 25.051-0.200 =
d max =
d min = 27-0.375 =
d 1 max = 23.752;
d 1 min не нормується.
Граничні діаметри гайки (по табл. 4.29, стор 165, Мягков том 2):
D 2 max = 25.051 +0.313 =
D 2 mix = 25.051 +0.048 =
D max не нормується;
D min = 27 +0.048 =
D 1 max = 23.752 +0.548 =
D 1 mix = 23.752 +0.048 =
рис.8.1
рис.8.2
ріс.8.3
9. Визначити вид шпоночно з'єднання (ГОСТ 23360-78). Вказати значення зазорів і натягов.
Ширина шпонки b =
Глибина паза валу t 1 =
Висота шпонки h =
Поле допуску шпонки по b h9
Поле допуску паза втулки Js9
Поле допуску паза валу N9
Поле допуску шпонки h9, поле допуску паза втулки Js9, поле допуску паза валу N9 характерні для нормального сполучення з призматичної шпонкою, призначення посадок - серійне і масове виробництво (табл. 4.65, стор 237, Мягков том 2).
ріс.9.1
Приймаються основні розміри з'єднання з призматичними шпонками (за ГОСТ 23360-78):
Діаметр валу d =
Номінальні розміри шпонок
Ширина шпонки b =
Висота шпонки h =
Фаска s =
Довжина шпонки l =
Номінальні розміри паза
Глибина на валу t 1 =
Глибина у втулці t 2 =
Радіус заокруглення r =
(Табл. 4.64, стор 236, Мягков том 2).
ріс.9.2
ріс.9.3
ріс.9.4
Висновок
У ході вирішення завдань курсового проекту були підкріплені практичними розрахунками теоретичні знання з курсу метрології: вивчено основні види посадок і область їх використання; отримані навички складання і рішення розрахункових ланцюгів різними методами. А також - розібрані і усвідомити основні цілі і завдання дисципліни - метрологія.
Список використовуваної літератури:
1. Допуски і посадки. Довідник. У 2-х ч. / В. Д. Мягков, М. А. Палей, А. Б. Романов, В. А. Брагінський. - 6-е вид. - Л.: Машинобудування, Ленінгр. отд-ня, 1983.
2. Довідник конструктора-машинобудівника. У 3-х т. / В. І. Ануров - 7-е вид. - М.: Машинобудування, 1992.