Розрахунок посадок підшипників кочення валу ланцюгового транспортера

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

скачати

Зміст

Завдання

1 Опис конструкції і призначення вузла

2 Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

3 Вибір посадок для сполучень вузла та їх розрахунок

4 Вибір засобів вимірів деталей

5 Розрахунок робочих і контрольних калібрів

6 Розрахунок і вибір посадки з зазором

7 Розрахунок і вибір посадки з натягом

8 Розрахунок точності зубчастої передачі

9 Розрахунок розмірного ланцюга імовірнісним методом

Список використовуваних стандартів

Список використаної літератури

Додаток

1. Опис конструкції і призначення вузла

Цей вузол (натяжна вал ланцюгового транспортера) призначений для забезпечення необхідного натягу ланцюга.

Натяжна вал ланцюгового транспортера складається з: осі 1, корпусу 6, двох підшипників 15, кришки корпусу 8, зірочки 5, манжети 14, шайби 17, гвинта 11, а так само натяжного пристрою, що складається з: болтів 12, контргайки 13, пружини 16 .

Вісь 1 вмонтована в корпус ланцюгового транспортера. На неї посаджені два підшипника 15, які запресовані в корпус 6.На корпус 6 напресовується зірочка 5, яка передає обертальний зусилля ланцюга транспортера. Корпус 6 за допомогою болтів 11 закривається двома кришками 8. Для більш щільної посадки кришки 8 на вісь 1 встановлюють манжету 14.

Щоб не відбувалося швидке знос кілець підшипників 2 в конструкції даного вузла передбачена їх мастило через маслянку 10 і отвір у втулці 2 і осі 1.

2. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

Вихідні дані:

Підшипник № 306

Клас точності 5

Радіальна реакція R = 11,2 kH

Осьове зусилля A = 14 kH

Характер навантаження - з помірними поштовхами і вібраціями, перевантаження до 150%.

Розміри підшипника [2]:

2.1 Для циркуляционно навантаженого кільця визначається інтенсивність навантаження P R, H.

, (2.1)

де R - радіальна реакція опори на підшипник, кН

В - ширина підшипника, мм

r - радіус фасок кілець підшипника, мм

K П - динамічний коефіцієнт посадки [1, табл.3.5]

F - коефіцієнт ослаблення посадкового натягу при підлогою валі або тонкостінному корпусі

F A - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження між рядами роликів або між здвоєними шарикопідшипниками за наявності осьового навантаження на опору [1, табл. 3.2]

2.2 За величиною інтенсивності навантаження P R вибираємо вид посадки [1, табл.3.3,]

«K» - посадка на вал

2.3 Для кілець, що сприймають коливальний і місцеве навантаження, вибирається вид посадки в залежності від характеру навантаження і виду корпусу [1, табл. 3.6]

«H» - посадка в корпус

2.4 Вибір квалітету для посадок кілець підшипників

Для валу - 5 квалітет

Для корпусу - 6 квалітет

2.5 За ГОСТ 520 - 89 і ГОСТ 25347 - 82 визначаємо відхилення ES, EI, ei, es, будуємо поля допусків по зовнішньому (D) і внутрішнього (d) діаметрами і визначаємо табличні натяг N max і N min

Відхилення для внутрішнього кільця підшипника:

ES = 13 мкм, EI = 2 мкм

Відхилення для зовнішнього кільця підшипника:

es = 19 мкм, ei = 0 мкм

Визначаємо поле допуску внутрішнього (L 5) і зовнішнього (l 5) кілець [1, табл.

3.9]

L 5 = 8 мкм, l 5 = 9 мкм

N min = d min - D max = ei-ES (2.2)

N max = d max-D min = es-EI (2.3)

N min = 0,002-0 = 0,002 [мм]

N max = 0,013 - (-0,008) = 0,021 [мм]

2.6 Обчислимо мінімальний допустимий натяг:

(2.4)

- Конструктивний чинник,

де d 0 - приведений діаметр внутрішнього кільця

(2.5)

(2.6),

де R - радіальна реакція

= 21 [мкм]

Оскільки умова N min не виконується, то вводимо поправку на

шорсткість:

(2.7),

де і - Шорсткість відповідно валу і корпусу [1, табл. 3.1]:

мкм, мкм

[Мкм] або 0,0147 [мм]

Оскільки умова N min не виконано, то вводимо поправку на

шорсткість:

[Мкм] або 0,0084 [мм]

Оскільки умова N min не виконано, то вводимо поправку на

шорсткість:

[Мкм] або 0,0021 [мм]

N min - Умова виконана

2.7 Обчислимо максимальний допустимий натяг:

(2.8),

де - Межа міцності шарикопідшипникової стали

[Мм]

- Умова виконана.

2.8 Перевіряємо наявність посадкового робочого зазору:

По внутрішньому діаметру (d) визначаємо min і max радіальний зазор [1, табл. 3.11]:

G min = 10 мкм, G max = 24 мкм

Визначаємо початковий радіальний зазор:

(2.9)

[Мкм] або 0,017 [мм]

Визнач ефективний натяг:

(2.10),

де - Усереднений натяг

(2.11)

Визначимо робочий радіальний зазор:

(2.12),

де

Умова - Виконано.

Визначимо зусилля запресовування підшипника на вал ( ):

(2.13),

Де - Коефіцієнт тертя при запресовуванні

- Модуль пружності сталі

2.9 Визначимо температуру нагрівання підшипника в олії для встановлення його на вал:

(2.14),

де - Температурний коефіцієнт лінійного розширення підшипникової сталі

- Складальний зазор

3 Вибір посадок для сполучень вузла та їх розрахунок

Відповідно до завдання на курсову роботу призначаємо посадки для десяти сполучень складальної одиниці. Результати вибору посадок представляємо у вигляді таблиці 1.

Таблиця 1 - Вибрані посадки

Номер сполучених

деталей

Найменування

деталей, що сполучаються

Вибрані посадки по ГОСТ 25347 - 82

(СТ СЕВ144 - 88)

15 - 1

Підшипник - вал

30 L5/k5

15 - 6

Підшипник - кришка

72 H6/l5

8 - 6

Кришка - корпус

72 H7/k6

11 - 6

Болт - корпус

M6 H8/m7

5 - 6

Зірочка - корпус

97 H7/m6

1 - 14

Вал - манжета

30 H8/m6

14 - 8

Манжета - кришка

52 E9

11 - 8

Болт - кришка

M6 H8/js7

1 - 2

Вал - втулка

30 H9/js8

3 - 6

Втулка - корпус

72 H9/n7

Розшифровка буквених позначень посадок, розрахунок граничних розмірів, зазорів або натягом, побудова полів допусків для десяти обраних сполучень оформляємо у вигляді таблиці 2

Таблиця 2 - Розрахунок вибраних посадок

номери

Сопра-гаєм

деталей

номінальною

ний розмір з відхиленням-

ями

Граничні розміри, мм

Схеми полів допусків



D max

D min

d max

d min

S max

S min


15-01



30,013

30,002

30

29,992

0,021

0,002

15-06


72,019

72

72

71,991

0,028

0

08-06




72,03

72

72,021

72,002

0,028

-0,021

11-06

d 2


5,531

5,513

5,529

5,517

0,014

-0,016




11-06

d 1


5,206

5,188

5,204

5,192

0,014

-0,016

05-06

97, 035

97

97,035

97,013

0,022

-0,035

01-14


30,033

30

30,035

30,013

0,02

-0,035

14-08


52,154

52,06

0

0

52,154

52,06


11-08

d



6,022

6

6.007

5,993

0,029

-0.007

11-08

d 2



5,531

5,513

5,519

5,507

0,024

-0,006

11-0 8

d 1



5,206

5,188

5,194

5,182

0,024

-0,006


0 1-0 2




3 0, 0 6 Лютий

3 0

3 0, 1 вересня

29, 981

0,081

-0,019


Виробляємо вибір вимірювальних засобів з урахуванням допустимої похибки вимірювань, а також похибки вимірювальних засобів. Значення допустимої похибки вимірювання d ізм залежить від величини допуску на виготовлення виробу IT, який у свою чергу пов'язаний з номінальним розміром і квалітетів.

Результати вибору вимірювальних засобів оформляються у вигляді таблиці 3.

Таблиця 3 - Характеристики вимірювальних засобів

Номери деталей, що сполучаються



Засоби вимірювання


Ціна ділення


Межі

вимірювання

15 - 01

0, 1 січня

-

-

-


0, 0 08

Мікрометри гладкі (ГОСТ 6507-78)

0,1

25-50

15 - 6

0,019

Нутроміри мікрометричні (ГОСТ 10-75)

0,01

75-100


0,009

-

-

-

08 - 06

0, 025

Нутроміри індикаторні

(ГОСТ 868-72)

0,01

35-50


0,016

Штангенциркуль (ГОСТ 166-75)

0,05



0,042

Нутроміри індикаторні (ГОСТ 868-72)

0,01

35-50


0,043

Штангенциркуль (ГОСТ 166-75)

0,05



0,021

Нутроміри індикаторні (ГОСТ 868-72)

0,01

35-50


0,013

Мікрометри важільні (ГОСТ 4381-68)

0,01

25-50


0,021

Нутроміри індикаторні

(ГОСТ 868-72)

0,01

35-50


0,013

Мікрометри важільні (ГОСТ 4381-68)

0,01

25-50


0,062

Індикатори годинного типу (ГОСТ 166-75)

0,01



0,062

Штангенциркуль (ГОСТ 166-75)

0,05



0,039

Нутроміри індикаторні

(ГОСТ 868-72)

0,01

35-50


0,025

Мікрометри гладкі (ГОСТ 6507-78)

0,1

25-50


-





0,013





-

Мікроскопи нструмент. ММІ і БМІ (ГОСТ 2014-71)

0,005

0-25


-




5 Розрахунок робочих і контрольних калібрів

5.1 Вибираємо сполучення: корпус - вал Æ

Стоїмо поля допусків для даного сполучення

5.2 Розмічаємо нульові лінії для побудови полів допусків калібрів:

Прохідна сторона (найменше отвір):

D min = D н + EI (5.1)

D min = D н + EI = 45 +0 = 45 [мм]

Непрохідна сторона (найбільше отвір):

D max = D н + ES (5.2)

D max = D н + ES = 45 +0,16 = 45,16 [мм]

Прохідна сторона (найменший вал):

d min = d н + ei (5.3)

d min = d н + ei = 45 + (-0,32) = 44,68 [мм]

Непрохідна сторона (найбільший вал):

d max = d н + es (5.2)

d max = d н + es = 45 + (-0,48) = 44,52 [мм]

5.3 За таблицями допусків на калібри (ГОСТ 24853-81) беремо відхилення:

Поля допусків калібрів будуються від відповідних нульових ліній.

Ділянка зносу штрихує вертикальними лініями.

5.4 Розраховуємо граничні розміри калібрів, результати оформляємо у вигляді таблиці 2.

Розміри калібру-пробки

мм

мм

мм

мм

мм

Розміри калібру-скоби

мм

мм

мм

мм

мм

Таблиця 4 - Граничні розміри калібрів

Розміри, мм

Для пробок

Для скоб

Прохідна сторона

Найбільший

45,1875

44,6635

Найменший

45,0275

44,6525

Зношений

45

44,68

Непрохідна сторона

Найбільший

45,1545

44,5255

Найменший

44,9945

44,5145

5.5 Визначаємо виконавчі розміри калібрів для проставляння їх на кресленнях:

Виконавчий розмір калібру-пробки

Виконавчий розмір калібру-скоби

6 Розрахунок і вибір посадки з зазором

Вихідні дані:

Номінальний діаметр сполучення d = 60 мм;

Довжина сполучення l = 40 мм;

Кутова швидкість обертання n = 1000 об / хв;

Навантаження на опору R = 2 Кн;

Марка мастила: індустріальне 30

Шорсткість поверхні втулки R zD = 3,2 мкм; валу R zd = 1,6 мкм

Матеріал втулки - чавун, валу - сталь 30.

6.1 Розраховуємо кутову швидкість:

(6.1),

де n - кутова швидкість обертання

[Рад / с]

6.2 Визначаємо середнє питомий тиск:

(6.2),

де R - навантаження на опору

[Н / м 2]

6.3 Встановлюємо допустиму мінімальну товщину маслянистого шару - h:

(6.3),

де R zD і R zd - відповідно шорсткість втулки та валу.

[Мм]

6.4 Відповідно до завдання визначаємо в'язкість масла [1, табл. 1.3]:

[Па · с]

(6.4),

де t п = 50 0 С - температура нагріву підшипника в маслі

[Па · с]

6.5 Визначаємо функціональний комплекс:

(6.5)

6.6 За графіком [1, рис. 1.1] визначаємо відносні ексцентриситети:

і

6.7 Розраховуємо мінімальний допустимий зазор:

(6.6),

де - Відносний ексцентриситет при S min.

[М]

(6.7)

[М],

де обчислюється за таблицею [1, табл. 1.6] в залежності від ексцентриситету і відносини l / d.

6.8 Визначаємо температурне зміна зазору:

(6.8),

Де a 1 і a 2 - відповідно коефіцієнт лінійного розширення матеріалу вала і втулки

[М]

6.9 Розраховуємо мінімальний діючий зазор:

(6.9)

[М]

6.10 Розраховуємо максимальний допустимий зазор:

(6.10),

Де - Відносний ексцентриситет при S max.

[М]

6.11 Розраховуємо максимальний діючий зазор:

(6.11)

[М]

[Мм] і [Мм]

За таблицями ГОСТ 25347 - 82 [3] вибираємо граничні зазори:

Для [Мкм] і [Мкм] вибираємо посадку в системі отвори H 8 / h 7.

Будуємо обрану посадку:

7 Розрахунок і вибір посадки з натягом

Вихідні дані:

Номінальний діаметр сполучення D = 100 мм;

Зовнішній діаметр втулки D 2 = 250 мм;

Довжина сполучення L = 160 мм;

Рухаючись крутний момент M кр = 4500 Н · м;

Матеріал втулки та валу - сталь 30;

Діаметр осьового отвору D 1 = 0 мм; осьове зусилля P = 0.

Шорсткість поверхні втулки R zD = 10 мкм, R zd = 6,3 мкм

7.1 Визначаємо величину питомої контакту експлуатаційного P з між поверхнями сполучення валу і втулки:

(7.1),

де d - номінальний діаметр сполучення, - Довжина сполучення, - Коефіцієнт тертя при запресовуванні.

[Па]

7.2 За графіком деформацій [1, рис. 2.1] і величинам P е / s т; d 1 / d 2 і d / d 2 визначаємо характер деформування отвору і валу, викликаний питомим тиском:

(7.3)

За графіком [1, рис. 2.1], враховуючи відносини (7.3), робимо висновок що характер деформування отвору і валу, - пружний.

7.3 За графіком деформацій [1, рис. 2.1] визначаємо найбільше допустиме значення на межі допустимої зони деформування (крива «а» або «б») і розраховуємо значення :

Найбільше припустиме значення - Крива «а».

За графіком [1, рис. 2.1] визначаємо, що .

[Па] - межа текучості матеріалу.

[Па]

7.4 За графіком [1, рис. 2.1] знаходимо значення коефіцієнта нерівномірності розподілу питомого тиску æ, потім розраховуємо найбільше (для цього коефіцієнта) значення питомого тиску P нб доп:

æ = 0,95

P НБ ДОП = P НБ · æ (7.4)

P НБ ДОП = 0,88 · 10 8 · 0,95 = 0,83 [Па]

7.5 Визначаємо коефіцієнти форми отвору і валу

C A = (7.5)

C В = (7.6),

де - Коефіцієнт Пуассона [1, табл. 2.2].

C A = = 0,58

C В = = 0,3

7.6 Розраховуємо величину натягов:

N min = Р е. (7.7),

де E A = E B = 2.10 +11 Па - модуль пружності сталі.

N min = 2.2 · 10 Липня [Мм] або 1 [мкм]

N max = P нб. Доп (7.8)

N max = 0,83 · 10 серпня = 0,036 [мм] або 36 [мкм]

7.7 Розраховуємо поправку на зминання мікронерівностей поверхонь, що сполучаються і знаходимо розрахункові величини натягов для вибору посадки:

(7.9),

де К 1 і К 2 коефіцієнти, що враховують поправку на зминання мікронерівностей.

Визначаємо за таблицею [1, табл. 2.4] коефіцієнти K 1 та K 2:

K 1 = K 2 = 0,25

[Мкм] або 0,008 [мм]

N min р = N min + Δ Ш (7.10)

N min р = 0,001 + 0,008 = 0,009 [мм]

N max р = N max + Δ Ш (7.11)

N max р = 0,036 + 0,008 = 0,044 [мм]

7.8 Перевіряємо виконання умов і вибираємо стандартну посадку:

N max р N max - умова виконана

0,044 мм> 0,036 мм

N min р N min - умова виконана

0,009 мм> 0,001 мм

За таблицями ГОСТ 25347 - 82 [3] вибираємо стандартну посадку по ГОСТ 25347 - 82 і будуємо її поля допусків з зазначенням розмірів, натягов і відхилень:

Для N min = 1 [мкм] і N max = 36 [мкм] вибираємо посадку в системі отвори H 6 / n 5.

7.9 Визначаємо найбільше питомий тиск на сполучених поверхнях при найбільшому натяг обраної посадки

(7.12)

[Па]

7.10 Обчислюємо найбільша напруга у втулці:

σ д = (7.13),

де s Д - найбільша напруга у втулці.

Σ д = [Па]

7.11 Перевіряємо міцність втулки з виконання нерівності:

σ д - Умова виконана

0,74 · 10 8 Па <2,94 · 10 8 Па

8 Розрахунок точності зубчастої передачі

Вихідні дані:

Число зубів ведучого колеса Z 1 = 36;

Кількість зубів веденого колеса Z 2 = 50;

Окружна швидкість колеса V окр = 30 м / с;

Модуль зубчастої передачі m = 5 мм;

Ширина колеса У = 20 мм;

Робоча температура колеса: T = 80 0 C; корпусу: T = 60 0 C;

Матеріал колеса: Силумін; корпусу: Чавун; Вид передачі: Вантажні машини

8.1 За величиною окружної швидкості V окр вибираються ступеня точності зубчастої передачі і потім коректуються по виду передачі [1, табл. 5.1]:

Для V окр = 30 м / с відповідає 6 ступінь точності.

8.2 Визначаємо міжосьова відстань а w:

а w = (8.1),

де Z 1 і Z 2 - відповідно число зубів ведучого і веденого колеса, m - модуль.

А w = [Мм]

8.3 Визначаємо температурну компенсацію зазору j n 1 і оптимальну товщину мастила j n 2:

j n 1 = а w [ (T к - 20 0 С) - (T корп - 20 0 С)] 2 sin a (8.2),

де a 1 і a 2 - температурні коефіцієнти лінійного розширення матеріалу втулки та валу відповідно, t кіл і t корп - температура колеса і корпусу відповідно, a - кут зачеплення.

j n 1 = 215 [ (60 - 20 0 С) - (80 - 20 0 С)] 2 sin 20 0 = 0,103 [мм]

Для силових передач:

j n 2 = 20 (8.3)

j n 2 = 20 = 100 [мм]

8.4 Визначаємо мінімальний бічний зазор передачі S min:

S min j n1 + j n2 (8.4)

S min 0,103 +100 [мм]

S min 100,103 [мм]

8.5 Визначимо діаметр ділильного кола для ведучого колеса:

D = mZ 1 (8.5)

D = mZ 1 = мм

8.6 Визначимо довжину дуги:

L = (8.6)

L = мм

За таблицями ГОСТ 1643 - 81 [1] підбирається вид сполучення:

5 - 6 - 6

8.5 Виберемо контрольовані параметри та засоби їх виміру:

Таблиця 5 - Позначення контрольованих параметрів

п. п.

Найменування параметра

Позначення

1

Найбільша кінематична погрішність колеса

2

Рекомендована похибка кроку по зубчастому колесу

3

Накопичена похибка До кроків

Таблиця 6 - Значення параметрів F р і F рк

Ступінь

точності

Позначення

Модуль m, мм

Діаметр ділильного кола

(Для F р) або довжина дуги (дл F рк), мм




Понад 125 до 200

5

F р

від 1 до 16

25


F рк

від 1 до 16

22

Таблиця 7 - Норми плавності роботи (згідно з ГОСТ 1643 - 72), мкм

Ступінь

точності

Позначення

Модуль m

мм

Діаметр ділильного

кола, мм




Понад 125 до 280

5

Від 3,55 до 6

17

9 Розрахунок розмірного ланцюга імовірнісним методом

Призначення граничних відхилень складових ланок розмірної ланцюга при відомому допуск замикаючого ланки називається прямим завданням, яка може бути вирішена або методом повної взаємозамінності, або методом імовірнісного розрахунку. У цій роботі виробляємо розрахунок розмірної ланцюга імовірнісним методом, що дозволяє встановити на складові ланки більш широкі допуски, ніж ті, які виходять при вирішенні завдання методом повної взаємозамінності. В основі цього методу служать теореми математичної статистики, що встановлюють властивості дисперсії. Замикаючу ланка розмірної ланцюга приймається за випадкову величину, яка є сумою незалежних випадкових змінних, тобто сумою незалежних складових ланок ланцюга. Як відомо з теорії ймовірності, за будь-яких законах розподілу випадкових похибок окремих складових ланок похибка замикаючого ланки також буде випадковою похибкою, що підкоряється певним законом розподілу.

Розподіл розмірів у межах допуску може відбуватися по одному з наступних законів:

а) нормального розподілу;

б) рівнобедреного трикутника (Сімпсона);

в) рівної ймовірності.

Вихідні дані:

А1

А2

А3

А4

А5

А6

А

70

120

40

100

70

400

РВ

РТ

Н

РТ

РТ

Н


А4 = 5%

Виконання розрахунку:

9.1 Номінальний розмір замикаючого ланки розраховується за формулою:

А Δ = А 6 - (А 1 + А 2 + А 3 + А 4 + А 5) (9.1)

А Δ = 400 - (70 +120 +40 +100 +70) = 0 мм.

9.2 Розрахунок середньої точності розмірної ланцюга. Введемо наступні коефіцієнти - Коефіцієнт відносного розсіювання, що дорівнює для:

Нормального розподілу - 0,333

Закону рівнобедреного трикутника - 0,408

Закону рівної ймовірності - 0,577

9.3 В залежності від відсотка шлюбу визначаємо для кожної ланки додатковий множник t:

А1: 0,27% - 3,00

А2: 0,27% - 3,00

А3: 0,27% - 3,00

А4: 5% - 1,96

А5: 0,27% - 3,00

А6: 0,27% - 3,00

9.4 Визначаємо твір . Зводимо цей твір в квадрат, де - Одиниця допуску, яка вибирається в залежності від номінальних розмірів по ГОСТ 23347 - 82.

А1

А2

А3

А4

А5

А6

70

120

40

100

70

400

1,86

2,17

1,56

2,17

1,86

3,54

9.4.1 Підсумовуємо всі значення і визначаємо значення середнього коефіцієнта точності ланцюга - а ср за формулою:

а ср = (9.2),

де [TA ] - Замикаючу значення допуску, мкм

мм = 1600 мкм

Таблиця 8 - Розрахунок середньої точності розмірної ланцюга.

А i ном

i

t

λ i

(I · t · λ i) 2

70

1,86

3,00

0,577

10,37

120

2,17

3,00

0,408

7,06

40

1,56

3,00

0,333

2,43

100

2,17

1,96

0,408

3,01

70

1,86

3,00

0,408

2,28

400

3,54

3,00

0,333

3,54

а ср = = мкм

За отриманого значення а ср з табл.1.2 [4] вибираємо найближчий більш точний квалітет допусків ланок розмірної ланцюга.

Приймаються а = 250, що відповідає 13 квалітету.

9.5 Визначення ймовірнісного допуску замикаючого ланки.

За табл.1.3 [4] (ГОСТ 25347 - 82) визначаємо допуски складових ланок розмірної ланцюга.

Таблиця 9 - Розрахунок імовірнісного допуску замикаючого ланки

А i ном

TA i

λ i

t

(TA i · Λ i · t) 2

70

460

0,577

3,00

634029,99

120

540

0,408

3,00

436868,12

40

390

0,333

3,00

151795,95

100

540

0,408

1,96

186474,73

70

460

0,408

3,00

317014,04

400

890

0,333

3,00

790516,59

9.6 Розраховуємо імовірнісний допуск замикаючого ланки за формулою:

(9.3)

мкм

Умова TA [TA ] Виконується.

1586,4 1600

9.7 Отримані допуски складових ланок розбиваємо на відхилення, користуючись такими правилами:

а) якщо середнє відхилення ланки , То відхилення для всіх ланок приймаються симетрично, тобто ;

б) якщо то відхилення приймаються

- Для зростаючих ланок ;

- Для зменшуються ланок ;

в) якщо , То відхилення приймаються

- Для зростаючих ланок ;

- Для зменшуються ланок ;

Ланка А6 - збільшується

Ланки А1-А5 - зменшуються

мм = 0 мкм, то відхилення:

А1: ES (70) = +230 мкм EI (70) = -230 мкм

А2: ES (120) = +270 мкм EI (120) = -270 мкм

А3: ES (40) = +195 мкм EI (40) = -195 мкм

A 4: ES (100) = +270 мкм EI (100) = -270 мкм

A5: ES (70) = +230 мкм EI (70) = -230 мкм

A6: ES (400) = +445 мкм EI (400) = -445 мкм

Так як розбивка відхилень довільна, то обов'язкова умова може не виконуватися.

мкм

- Умова виконується

0 мкм = 0 мкм

9.8 Відсоток придатних деталей при складанні розмірної ланцюга обчислюють у такій послідовності:

а) Визначаємо середньо квадратичне відхилення ланки :

(9.4),

Де [ ] - Задане значення допуску, мкм:

мкм

б) Знаходимо межі нового допуску:

Х = (9.7),

де - Ймовірний допуск, мкм

Х = мкм

в) Знаходимо межі інтегрування розрахункового імовірнісного допуску Z:

(9.8)

Г) Розраховуємо ймовірність виготовлення придатних деталей за формулою:

(9.9),

Де Ф (Z) - значення функції Лапласа

Ф (2,97) = 0,4982;

д) Відсоток придатних деталей:

(9. 10)

е) Шлюб:

(9.11)

Список використаної літератури

1. Розрахунок посадок з зазорами і натягом. Допуски і посадки підшипників кочення. Вибір засобів вимірювання. Допуски зубчастих передач: Вироб. - Техн. Матеріали до навч. Занять з курсу «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання»: для студентів спец. 170500, 170600/Воронеж. Держ. Технол. Акад.; Сост. А.А. Афанасьєв, В.І. Логінова, Ю.М. Веневцев, І.М. Комарчев. Воронеж, 1997. 40 с.

2. Курсове проектування деталей машин: Учеб. Посібник для учнів машинобудівних спеціальностей технікумів / С.А. Чернавський, К.Н. Боков, І.М. Чернін і ін - 2-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1988. - 416 с.: Іл.

3. Допуски і посадки: Довідник: У 2-х ч. / В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагінський. - 6-е вид. П.: Машинобудування, 1982. - Ч.1, 1983. - Ч. 2.

4. Афанасьєв А.А., Веневцев Ю.М. Допуски отворів, валів, різьблень, калібрів: навчальний посібник ВГТА / А.А. Афанасьєв, Ю.М. Веневцев. Воронеж, 1994. - 44 с.

5. Методичні вказівки до оформлення розрахунково-проектних, розрахунково-графічних робіт, курсових і дипломних проектів / Воронеж. Держ. Технол. Акад.; Сост. Ю.Н. Шаповалов, В.Г. Савенков, Є.В. Вьюшіна. Воронеж, 1998. - 50 с.

6. Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання: Підручник для вузів / А. І. Якушев, Л.М. Воронцов, Н.М. Федотов. - 6-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1986. - 352 с.

7. Довідник контролера машинобудівного заводу. Допуски, посадки, лінійні виміри / О.М. Виноградов, Ю.А. Воробйов, Л.М. Воронцов та ін; під ред. А.І. Якушева. - 3-е вид. - М.: Машинобудування, 1980. - 367 с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
148.2кб. | скачати


Схожі роботи:
Розрахунок посадок підшипників кочення з поверхнями деталей, що сполучаються
Розрахунок стандартних посадок для підшипників ковзання черв`ячного колеса і вала
Проектування приводу ланцюгового транспортера розрахунок редуктора
Привід ланцюгового транспортера
Привід ланцюгового транспортера
Проектування приводу ланцюгового транспортера
Розрахунок валу і розробка конструкції валу
Розрахунок ланцюгового конвеєра
Розрахунок вибір і обгрунтування посадок з`єднань
© Усі права захищені
написати до нас