Размещено на http://www.allbest.ru/

26

Белорусский Государственный Аграрный Технический Университет

Кафедра «Сопротивление материалов и деталей машин»

Курсовая работа по дисциплине

«Стандартизация норм точности»

Выполнил:

Группа

Руководитель:

2005

Реферат

Курсовая работа по стандартизации норм точности.

Состоит из 27 страниц, в том числе 6 рисунков, 7 таблиц и графической части включающей фрагмент общего вида редуктора и рабочего чертежа вала.

Перечень ключевых слов: стандартизация, допуск, размер, посадка, квалитет, зазор, натяг, контроль, измерение.

В задании 1 произведен выбор посадок для главных цилиндрических соединений, выбор посадок для шпоночных соединений, в место шпоночного соединения зубчатое колесо-вал назначено шлицевым соединением.

В задании 2 вместо шпоночного соединения зубчатое калесо-вал рассчитана и выбрана посадка с натягом.

В задании 3 произведен расчет и выбраны посадки подшипников качения.

В задании 4 рассчитана размерная цепь методом максимума-минимума.

Содержание

Введение

1. Выбор посадок методом подобия

1.1 Выбор посадок для главных цилиндрических соединений

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

2. Выбор посадок расчетным методом

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

3. Решение и выбор посадок подшипников качения

4. Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости

Литература

Введение

Приобретение технических знаний, навыков и опыта в области стандартизации норм точности - обязательная составляющая часть профессиональной подготовки инженера - механика.

Важнейшее свойство совокупности изделия - взаимозаменяемость, в значительной мере определяет технико-экономический эффект, получаемый при эксплуатации современных технических устройств.

Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежит стандартизация, объектом которой в машиностроении является точность, взаимозаменяемость и технические измерения. Поэтому в курсовой работе подробно рассматриваются вопросы точности обработки, основные виды погрешностей, и причины их возникновения. Взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля. Не должно быть допусков, проверка которых не обеспечена техническими измерениями, поэтому состояние измерительной техники характеризует уровень т культуру производства.

Основной задачей стандартизации является непрерывное повышение качества изделий, их способность удовлетворять возрастающим требованиям современного производства. Таким образом, стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и удешевлению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.

Вот почему комплекс глубоких знаний и определенных навыков в области метрологии и стандартизации является необходимой основной частью профессиональной подготовки инженера-механика.

1. Выбор посадок методом подобия

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

Для гладких цилиндрических соединений расположенных на промежуточном валу, обосновать выбор системы посадок, квалитетов. Для всех соединений на валу определить предельные отклонения, рассчитать предельные размеры, допуски, зазоры (натяги) допуски посадок, назначить шероховатость сопрягаемых поверхностей и допуски формы. Вычертить рабочий чертеж вала, чертеж сборочной единицы, проставить посадки. Выбрать средства измерения. Вычертить схему расположения полей допусков.

Определим силовые факторы, действующие на вал:

Крутящий момент на промежуточном валу.

T_в = 9550 P_в/n_в

T_в = 9550 х 1,5/1500 = 9,55 Нмм

где: Р_в - мощность на выходном валу редуктора, кВт.

Определим диаметр выходного конца вала по пониженным допускаемым напряжениям кручения с. 299 (1)

_______ ________________

d=³ T/0.2 = і 9,55 х 10³/0,2 х 20 = 13,36 мм

Учитывая, что вал быстроходный и его необходимо согласовывать с валом электродвигателя, то диаметр выходного конца вала принимаем равным диаметру вала электродвигателя, то есть d =28 мм.

Определим усилия, действующие в зацеплении, и вычерчиваем расчетную схему.

Окружная сила

F_t = 2T / d = 2 x 9,55 x 10³ / 60 = 318,33 Н,

где d₁=z₁ x m=30x2 = 60 мм - делительный диаметр колеса быстроходной ступени.

m - модуль зацепления.

Радиальная сила, действующие на вал.

F_r = F_t1 tg = 318,3 x tg20 =115,85 Н,

где: - угол зацепления, =20

Уравновешивающее усилие

Fм = F_t x 0.2 = 318,33 x 0.2 = 63,66 Н

Находим реакции опор вала:

Горизонтальная плоскость

M_a=0

-Fм x264+ F_t x 48 - R_Bx x 165,6 =0

R_Bx= (F_t x 48 - Fм x264) / 165,6 = (318,3 x 48+63,66 x 264) / 165,6=

=193,75 Н

M_B=0

-F_tx 117,6-F_мx 98,4 +R_ax x 165,6 = 0

R_Ax = 263,89 Н

Вертикальная плоскость

M_a = 0

- Fr x 48 + R_By x 165,6 = 0

R_By = F_r x 48/165,6=33,58 H

M_B = 0

F_r x117,6 - R_Ayx 165,6 = 0

R_Ay = F_r x117,6 / 165,6 = 82,32 H

Определение суммарной реакции опор:

_________

R_A = R²_Ax + R²_Ay = 276,43 Н

R_B = R²_Bx + R²_By = 196,64 H

Определяем тип подшипников установленных на валу.

Назначаем шариковый подшипник №308,

т.к. F_M/R_B= 207/1135.6 = 0.18 0.3

Назначаем и обосновываем посадки для соединений расположенных на валу (результаты сводим в таблицу 1.1).

Таблица 1.1 - Посадки, допуски и шероховатости для соединений и деталей

Наименование соединения	Выбр. посадка	Еs (es), мкм	Ei (ei), мкм	T, мкм	Отклон. формы	Ra	Примечание
Ступица-Вал Ступица Вал	Ш48Н7/k6 Ш48Н7 Ш48 k6	25 18	0 2	41 25 16	Т/0/=0,008 Т©=0,05 Т/0/=0,005 Т©=0,03	1,25 0,8	Стр. 70-142{2}(ч.1) Предельн. отклонения; Стр. 505{2} (ч. 1) числовые значения параметров шероховатости
Внутр. кольцо подш.-вал Внутр. кольцо Вал	Ш40LO/js6 Ш40LO Ш40js6	0 8	-12 -8	12 16	Т/0/=0,004 Т©=0,009	0,8	Стр. 273-276 {2} (ч. 2) точность размеров, формы и взаимного положения поверхностей
Наружное кольцо подшипника - корпус Наружное кольцо подшипника Корпус	Ш90Н7/l0 Ш90 10 Ш90Н7	0 35	-15 0	50 15 35	Т/0/=0,008 Т©=0,018	Устанавливает завод изготовитель	Стр. 273-276 {2}(ч. 2) точность размеров, формы и взаимного положения поверхностей
Крышка-корпус Крышка Корпус	Ш90Н7/d9 Ш90Н7 Ш90 d9	35 -120	0 -245	160 35 125	Т/0/ =0,01 Т©=0,06 Т/0/=0,025 Т©=0, 16	1,6 3,2	Стр. 70-142 {2}(ч. 1) предельные отклонения; Стр. 505{2}(ч. 1) Числовые значения параметров шероховатости
Распорная втулка- вал Распорная втулка Вал	Ш40F8/js6 Ш40F8 Ш40 js6	64 +8	25 -8	55 39 16	Т/0/ =0,012 Т©=0,08 Т/0/=0,005 Т©=0, 03	1,6 3,2	Стр. 70-142 {2}(ч. 1) предельные отклонения; Стр. 505{2}(ч. 1) Числовые значения параметров шероховатости

Выбор средств измерения.

По табл. 4.1 /3/ выбираем приборы для измерения вала и отверстия, удовлетворяющие условию д?д_ин. Выбранные средства измерения представлены в табл. 1.2., где д - допустимая погрешность измерения, зависящая от допуска измеряемого изделия, д_ин- предельная погрешность средства измерения.

Таблица 1.2 - Объекты измерения и метрологические характеристики

выбранных средств измерения

Объект измерения	Т, мкм	д, мкм	дин, мкм	Средства измерения	Условия измерения
Отверстие 48Н7	25	7,0	5,5	Нутрометр индикаторный с ценой деления отсчетного устройства 0,001 мм	Используемое перемещение измерительного стержня 0,1 мм. Средства установки- концевые. меры 1-го класса. Режим температурный 30С.
Вал 23 К6	16	5,0	5,0	Скоба рычажная с ценой деления 0,002 мм	Настройка по концевым мерам 3-го класс. Скоба находится в руках. Режим температурный 50С. Контакт- любой.

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

соединение вал зазор шероховатость

Для шпоночного соединения (ступица зубчатого колеса-вала), исходя из его назначения и вида - обосновать выбор посадок, определить предельные отклонения, назначить допуски расположения и шероховатости сопрягаемых поверхностей. Назначить поля допусков и предельные отклонения на сопрягаемые размеры. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения.

Решение.

Принимаем шпоночное призматическое соединение. Так как шпоночное соединение предназначено для передачи наибольшего крутящего момента (Т = 9,55 Нм) и не требует частых разборок, то применяем нормальный вид шпоночного соединения. Для соединения шестерни с валом в задании 1.1 приняты поля допусков:

- втулка - 48 Н7.

- вал - 48 к6.

Форма и размеры элементов шпоночного соединения, зависящие от условий его работы и диаметра вала, стандартизированы.

Определяем по ГОСТу 23360-78 номинальные размеры деталей шпоночного соединения: b=14 мм; h= 9 мм; l_m=36 мм; t₁=5,5 мм; d-t₁=42,5 мм; t₂=3,8 мм; d+t₂=51.8 мм.

Выбираем по таблице П66 (3) посадки по 6 для соединений: паз вала-шпонка 14 N9/h9, паз втулки - шпонка 6 Is9/h9. Определяем по ГОСТу 2534747-82 предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные (значения) размеры деталей шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски, предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сводим в таблицу 1.3.

Таблица 1.3 - Размерные характеристики шпоночного соединения

Наименование размера	номинальный	Поле допуска	Верхнее отклонение мм	Нижнее отклонение мм	Мах размер, мм	Min размер, мм	Допуски размера, мм
Ширина шпонки	14	h9	0	- 0.043	14	13.957	0.043
Высота шпонки	9	h11	0	- 0.011	9	8.89	0.011
Ширина паза вала	14	N9	0	- 0.043	14	13.957	0.043
Глубина паза вала	5,5	-	+ 0.2	0	5,7	5,5	0.2
Ширина паза втулки	14	Is9	0.0215	- 0.0215	14.0215	13.9785	0.043
Глубина паза	3,8	-	+ 0.2	0	4.0	3,8	0.2
Длина шпонки	36	h14	0	- 0.62	36	35.38	0,62
Длина паза	36	H15	+ 1	0	37	36	1
Наименование сопряжений	Dn, мм	Посадка	S max	S min	N max	N min	T sn
Шпонка-паз вала	14	N9/h9	0.043	-	0.043	-	0.086
Шпонка-паз втулки	14	Js9/h9	0.064	-	0.021	-	0.085

Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, вала и втулки Ra = 3.2 мкм. Выбираем по (2) экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка - шлифование плоское; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки притягивание чистовое.

Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схема расположения полей допусков на размер 6 приведены далее. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находится как отклонение ширины паза, так и отклонения его расположения (2). Ограничение этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контроль элементами калибрами производиться до контроля комплексными калибрами.

На заводах автотранспортного и сельскохозяйственного строения контроль деталей шпоночного соединения производится с помощью предельных калибров.

Ширину паза вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d + t₂) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала проверяют кольцевыми калибрами-глубиномерами: симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.

При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения так и калибры. Из большего числа размеров шпоночного соединения за счет пластичных деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения, а при восстановлении желательно применять предельные калибры.

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо-вал назначить шлицевым колесо-вал. обосновать выбор метода центрирования, системы, посадок. Определить предельные отклонения выбранных полей допусков центрирующих и не центрирующих параметров. Построить схемы расположения полей допусков. Вычертить эскизы шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении показать их условные обозначения. Назначить шероховатости поверхностей деталей шлицевого соединения. Обосновать выбор средств измерения для комплексного и поэлементного контроля деталей соединения.

Решение.

Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем. Определяем серию шлицевого соединения. Из условия прочности расчета на смятие

_см = Т_r / ([SF] l) [_см] стр. 51 (1)

где: [SF] - суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала мм³/мм;

l - длинна шлицевого соединения, равна длине ступицы зубчатого колеса l = 40 мм.

[_см] - допускаемые напряжения смятия для материала вала (ст [_см] = 40 Мпа)

Определяем [SF]:

[SF] = (T /[см] l) = 9,55 х 10³/(40x40)= 5,96 мм³/мм

Применяем шлицевое прямобочное соединение средней серии табл. 4.5 стр. 60(1) (Z x d x D =8 x42 x48), для которого [SF] = 5,96 мм³/мм.

Так как заданное шлицевое соединение неподвижное, передача нереверсируемая, то такие условия не требуют точного центрирования втулки относительно вала. Перечисленные особенности заданного шлицевого соединения, определяют способ его центрирования по наружному диаметру - D. По таблице 4.71 ((2) 4.2 с 250) определяем серию и размер 6 прямобочного шлицевого соединения. Поле допусков и посадки для размеров 6 и D выбираем по таблице 4.73 ((2) 4.2 с 253). Поле допусков центрирующего диаметра -d выбираем по таблице 4.75 ((2) 4.2 с 253).

Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по таблице 2.66 ((2) 4.1 с 517). Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатость поверхностей деталей сводим в таблицу 1.4.

D = 8x42x48H7/f7x8F8/f8

Таблица 1.4 - Поля допусков, виды обработки и деталей шлицевого

соединения

Параметр	Поле допуска	Верхнее отклонение, мм	Нижнее отклонение, мм	Способ окончательной обработки	Шероховатость, мкм
Центрирующие параметры отверстия	48 Н7	+ 0.025	0	Протягивание чистовое	1,25
Вал	48 f7	- 0.025	- 0.05	Шлифование чистовое	1,25
Ширина впадины отверстия	8F8	+ 0.035	+ 0.013	Протягивание чистовое	1,25
Толщина зуба вала	8f8	- 0.013	- 0.035	Шлицстрогание	1,25
Нецнтрирующие параметры отверстия	42 H11	+ 0.16	0	Зенкерование чистовое	8
Вал	42	0	- 3,3	Шлицстрогание	8

Рассчитываем предельные зазоры по центрирующим параметрам :

- по размеру D:

S max = ES - ei=0,025-(-0,05)= 0,075 мм.

S min = EI - es=0-(-0,025) = 0,025 мм.

- по размеру b:

S max = ES - ei= 0,035-(-0,035)= 0,070 мм.

S min = ES - es= 0,013-(-0,013)= 0,026 мм

Рассчитываем предельные зазоры по нецентрирующему параметру d. Наименьший зазор S_min не вычисляем, т.к. не установлено es. Для определения S_max находим наибольший предельный размер

D_max = D + ES = 42+0.16 = 42.16 мм.

Затем по ГОСТ 1139-80 находим предельный размер вала d₁ =38,7

S max = ES -ei = 42,16-38,7 = 3,46мм

Контроль шлицевых соединений осуществляется неэлементными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения.

Неэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поле допусков, назначенное на элементы деталей шлицевого соединения и указанное в условном обозначении контролируют в условном обозначении контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.

2. Выбор посадок расчетным методом

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо - вал рассчитать и выбрать посадку, построить схему расположения функциональных полей допусков деталей сопряжения. Вычертить эскизы сопряжения и его деталей и указать посадку, предельные отклонения размеров, шероховатость сопрягаемых поверхностей.

Решение.

Согласно задания заменяем шпоночное соединение соединением с натягом.

Передаваемый крутящий момент Т = 9,55 Нм. Диаметр вала d = 48, наружный диаметр ступицы D = 1,6 d = 1,6 х 48 =77 мм.

Расчет наибольшего функционального натяга.

Определяем величину наибольшего (натяга) допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей:

- Втулки р_доп D 0.58 _TD [1- (d/D)²] =0.58 x 340 x [1-(48/77)²] = 120,56 МПа

- Вала р_доп d 0.58 _Td [1-(dl/d)²] =0.58 x 340 x [1-(0/77)²] =197,2 МПа

(d₁ =0 т.к. вал сплошной)

где: _Т - предел текучести материала деталей при растяжении (Gt = 340 МПа).

Согласно теории наибольших касательных напряжений, наиболее близко соответствующей экспериментальным данным, условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности втулки.

Для снижения пластических деформаций берется наименьшее из двух значений р_доп = 120,56 МПа

Наибольший расчетный натяг, при котором возникает наибольшее допускаемое давление р_доп, находят по:

N_max= р_доп d (CD/ED + cd/Ed) = 120,56 x 10⁶ x 0.048 x (0.7+2.56)/2x10¹¹ =95 мкм

Значение коэффициентов Ляме (коэффициент жесткости деталей):

CD = [1 +(d/D)²] / [1-(d/D)²] + = [1 +(48/77)² / [1- (48/77)²] + 0.3 = 2.56

Cd = [1+ (dl /d)²] / [1 - (dl/d)²] - = [1 +[0/48]² / [1 -(0/48)²] - 0.3 = 0.7

- коэффициент Пуассона, для стали = 0,3

Е - модуль упругости для материалов деталей входящих в соединение (для стали Е = 2 х 10¹¹ Н/м² табл. 1.06 стр. 335 (2))

Определяем величину наибольшего функционального натяга с учетом смятия микронеровностей:

N _{max F} = N _{max доп} + u = 95+10,25 = 105,25 мкм

Где : u - поправка на смятие микронеровностей (для стен деталей)

u = 5(R_aD + R_ad) = 5(1,25 + 0,8) = 10,25 мкм

Расчет наименьшего функционального натяга.

Определяем величину наименьшего допустимого давления на сопряженных поверхностях деталей.

P_min = 2Tx10і/(d²lf) = 2 x 9,55 x 10³ /(3.14 x 48² x 48 x 0.1) = 0,55 МПа

N_{min расч} =P_min d [(CD/ED)+(cd/Ed)] = 0, 43 мкм

Определяем величину наименьшего функционального натяга :

N_{min F} = N_{min д} + u = 0,43+10,25 = 10.7мкм

Выбор посадки. По предельным функциональным натягам (N_max, N_minF) выбирается посадка, удовлетворяющая условиям:

1.1 N _{max T} N_{max F} на величину запаса прочности соединения при сборке

N_{з. с} = N_maxF - N_{max T}

1.2. N_{min T} N_{min F} на величину запаса прочности соединения при эксплуатации, т.е.

N_з.е= N_{min T} - N_{min F}

1.3. N_з.е N_з.с, т.к. запас прочности деталей при сборке N_з.с нужен только для случая возможного понижения прочности материалов деталей и повышения усилий запрессовки из-за возможных перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры.

Посадка выбирается в системе отверстия из числа предпочтительных или рекомендуемых ГОСТ 25347 - 82.

По таблице 1,49 ((2)41 с 156) выбираем посадку 48 Н7/u7 у которой N_maxТ = 95 мкм, N_{min T} = 45 мкм

N_з.е. = N_{max F} - N_{max T} = 105,25- 95 = 10,25 мкм

N_з.е. = N_{min T} - N_{min F} =45 - 10,7 = 34,3 мкм

Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:

КТ = (N_{max T} - N_{min F})/TN = (TN + N_з.е.)/TM = (95 - 10,7/48) = 1,97 1

Рекомендуются значения КТ = 1 … 2

Следовательно, посадка выбрана верно.

Вычерчиваем схему расположения полей допусков и эскизы соединения деталей с нанесением соответствующих размеров и обозначений.

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

1. Для подшипникового узла (быстроходный вал) выбрать и обосновать класс точности подшипника качения.

2. Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.

3. Рассчитать по заданной величине радиальные нагрузки и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца.

4. Выбрать и обосновать посадку местно и колебательно нагруженного кольца.

5. Рассчитать предельные размеры деталей подшипникового узла, предельные и средние натяги и зазоры в сопряжениях.

6. Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.

7. Выполнить проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпусе с натягом.

8. Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы и положения посадочных и опорных торцевых поверхностей заплечиков вала и отверстия корпуса.

9. Определить допуск соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.

10. Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.

11. Вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров форы расположения, шероховатости посадочных и опорных торцевых поверхностей.

Решение.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику Ra = 0,27 кН подшипник №308.

Учитывая, что редуктор нельзя отнести к разряду высокоскоростных принимаем класс точности подшипника 0.

По таблице 4.88 ((2) 4.2 с. 284) и чертежу узла устанавливаем вид нагружения внутреннего и наружного кольца. Вал вращается, а корпус неподвижен, следовательно внутреннее кольцо - циркуляционно нагруженное, а наружное местно.

Выбор поля допуска цапфы вала, сопрягаемого с циркуляционно нагруженным внутренним кольцом подшипника, производим по интенсивности радиальной нагрузки.

Интенсивность радиальной нагрузки определим по формуле:

Pn = (R/(B-r₁-r₂)) K₁ x K₂ x K₃

Pn = (0,27 /(0.023-0.0025-0.0025)) x 1 x 1 x 1 = 15 кН/м

Где: n - радиальная нагрузка на опору

В - ширина подшипника

r₁,r₂ - ширина фаски колец

К₁ - динамический коэффициент

К₂ - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе

К₃ - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в очередных конических роликовых подшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками.

Допускаемые значения Pn подсчитанные по средним значениям посадочных натягов приведены в таблице 4.92 ((2) 4.2 с. 287).Назначаем допуск вала js6. Заданным условиям соответствует поле допуска цапфы 40 js6.

Методом аналогии по таблице 4.89, 4.93, 4.94 (4) 20 с 285-289 (допуск подшипника) выбираем допуск наружного кольца подшипника 90 Н7.

Определяем по ГОСТ 520-71 предельные отклонения средних диаметров колец подшипника качения: наружного - D= 90 мм (es = 0.ei=-0.015 мкм), внутреннего - d= 40 мм (ES = 0.E1=- 0.015 мкм)

По ГОСТ 25347-84 определяем предельные отклонения вала:

40 js6 es = + 8 мкм, еi = - 8 мкм, и отверстие в корпусе

90 Н7 ES = + 35мкм, EI = 0 мкм

В таблице 3.1 приведены результаты выбора посадок подшипника №308 для заданных условий работы.

Таблица 3.1 - Поля допусков сопряжений внутреннее кольцо-вал и

наружное кольцо подшипника отверстие в корпусе

Внутреннее кольцо подшипника	Вал	Наружное кольцо подшипника	Отверстие в корпусе
40L0	40 js6	90 l0	90 H7

В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем :

S_max = ES - ei = 35 - (-15) = 50 мкм, S_min = EI - ts = 0 - 0 = 0 мкм

T_S = TD + Td = 50 мкм, S_m = (S_max + S_min)/2 = 25 мкм.

В соединении внутреннего кольца с валом имеем :

N_max = es - EI = 8 - (-15) = 23 мкм, S_max = - ei + ES = 0 - (-8) = 8 мкм

TN = TD + Td = 23 мкм, N_m = (N_max + N_min)/2 = 11.5 мкм.

Выполним проверку наличия радиального зазора в подшипнике поле посадки его на вал или в корпус с натягом.

По таблице П 61 (3) определяем предельные значения зазоров в подшипнике : G_{r min} = 5 мкм, G _{r max} = 20 мкм, G_{r m} = 12,5 мкм.

Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца:

d0 = d + (D - d)/4 = 40 + (90-40)/4 = 52,5 мкм.

Действительный натяг :N_e = 0.85 N_max = 0,85 х 23 = 19,55 мкм.

Диаметральная деформация дорожки качения циркуляционно нагруженного кольца:

dl = Ned/d0 = 19,55 х 40/52,5 = 14,89 мкм.

Посадочный зазор определим по формуле:

G_r = G_{r m} - dl = 20 - 14,89 = 5,11 мкм.

Следовательно, при намеченной посадке поле установки подшипника на вал в нем сохраняется радиальный зазор.

Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе выбираем по таблице 495 (2) 4,2 с. 296: R_ad = 1.25 мкм, R_AD = 1.25 мкм, торцов заплечиков вала и отверстия R_a = 2,5 мкм.

Для достижения выбранной шероховатости и степени точности посадочных поверхностей целесообразно принять каленый вал, обработанный чистовым шлифованием, а отверстие в корпусе тонким растягиванием (2).

Определим допуски плоскости посадочных поверхностей вала и корпуса. В приложении 7 ГОСТ 3325-85 приведены числовые значения допусков соосности посадочных поверхностей вала и корпуса при длине посадочного места Bl = 10 мм. При другой длине посадочного места В2 для получения этих допусков следует табличные значения умножить на В2/10. Тогда допуск соосности поверхностей вала составит.

ТО = 4 В2 / 10

ТО = 4 х 17/10 = 7мкм,

корпуса ТО = 7 х 17/10 = 12 мкм.

4. Решение линейных размерных цепей методом полной

взаимозаменяемости

Решить линейную размерную цепь, приводной механизм ножа силосоуборочного комбайна. Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи.

Рассчитать размерную цепь методом точной взаимозаменяемости.

Рассчитать размерную цепь вероятностным методом. Сделать вывод о применении выше названных методов.

Решение.

Составляем размерную цепь и составляющие (увеличивающие и уменьшающие) звенья по заданному чертежу.

Размерные связи деталей через сборочные базы:

Д - замыкающее звено;

Д₂ (втулка), Д₃ (ступица), Д₁ (подшипник) - увеличивающие составляющие звенья

Д₄ (вал) - уменьшающее составляющее звено.

Проверяем правильность составления размерной цепи:

Д = Д_{i ув} - Д_{i ум} = 220 - 222 =2 мм

По заданным отклонениям замыкающего звена находим его допуск:

ТЕ = ESE - EIE = 0.5 -(- 0.5) = 1 мм.

Предполагаем что все размеры выполнены по одному классу точности (квалитету). Определяем среднее число единиц допуска (коэффициент точности) размерной цепи с учетом известных допусков (стандартных деталей) и по нему определяем квалитеты:

ac = (T - T _ст.) / i _неиз = 1000 / (2,17 + 2.17 +1,31+2.90) = 116,96

где: T _ст - сумма известных допусков соответствующих звеньев (стандартных деталей) мкм.

i _неиз- сумма единиц допуска соответствующих звеньев, мкм.

По таблице 48 ((2) 4.1 с. 45) находим, что полученный коэффициент точности соответствует 11 квалитету.

По выбранному квалитету назначаем допуски и отклонения, на звенья исходя из общего правила, для охватывающих размеров, как на основные отверстия (Н 11), а для охватываемых - как основные валы (h 11). В тех случаях, когда это трудно установить, на звено назначаются симметричные отклонения IТ 11/2.

Допуски составляющих звеньев определим:

T₁ = 130 мм, T₂ = 220 мм, T₃ = 220 мм, T₄= 290 мм.

Так как коэффициент точности не полностью соответствует расчетному, то одно из звеньев выбираем в качестве корректирующего. При выборе корректирующего звена руководствуются следующим соображением. Если выбранный коэффициент точности, а меньше вычисленного ас, т.е. а>ас, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более простое звено.

Отклонение корректирующего звена находим по формуле:

Для корректирующего уменьшающего звена

ESДi _ув = EIДi _ум + ESД - ESДi _ув

EIДi _ув = ESДi _ум + EIД - EIДi _ув

Принимаем в качестве корректирующего звена увеличивающее звено Д₂.

Находим предельные (звенья) отклонения корректирующего звена:

ESД_{i ув} = 0+500-220-130 = 150 мкм

EIB_{i ув}= 290-500 = - 210 мкм

Предельные отклонения корректирующего звена: Д₄ = 86(¹⁵⁰)

Проверим правильность назначения допусков и придельных отклонений составляющих звеньев:

TД = TДi = 0.5+0.5 = 1 мм

ESB = ESДi _ув - EIДi _ум = 220+150+130 = 500 мкм

EIE = EIДi _ув - ESДi _ум = -210-290 = -500 мкм

Назначенные допуски и отклонения составляющих звеньев обеспечивают заданную точность замыкающего звена.

Результата расчета сводим в таблицу 4.2.

Таблица 4.1 - Результаты расчета размерной цепи

Наименование звена	Обозначение	Номинальный размер, мм	Верхнее отклонение, мкм	Нижнее отклонение, мм	Квалитет
Увеличивающее	Д1 Д2 Д3	20 118 86	130 220 150	0 0 -210	11 11 11
Уменьшающие	Д4	222	290	0	11 11
Замыкающее	Д	2	+500	-500	11

Литература

1. Расчеты деталей машин: Справочное пособие / А.В. Кузьмин и др. - 3-е издание перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1986. - 400 с.

2. Допуски и посадки. Справочник в 2-х частях. / Под редакцией В.Д. Мягкова. - 6-е изд. - Л.: Машиностроение, 1983. - 4.1, 543 с. - 4.2, 477 с.

3. Сборник примеров и задач по курсу «Основы стандартизации, допуски, посадки и технические измерения» / Н.С. Козловский, В.Н. Ключников. - Л.: Машиностроение, 1983.

Размещено на Allbest.ru