Выбор показателей точности для типовых соединений в машиностроении

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧЕРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ЛИПЕЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

кафедра технологии машиностроения

КУРСОВАЯ РАБОТА

«Выбор показателей точности для типовых соединений в машиностроении»

Задание № 3М

Вариант № 1

Липецк 2012

Оглавление

Задание №1 Определение и расчет параметров посадки гладкого цилиндрического соединения

1.1 Выбор посадки с зазором по аналогии

1.2 Выбор посадки с натягом на основании расчетов

Задание №2 Определение размеров калибров для контроля отверстия и вала и контрольных калибров к ним

Задание №3 Расчет и выбор допусков для колец подшипников качения

Задание №4 Расчет и выбор допусков и посадок для шлицевых прямобочных соединений

Задание №5 Определение предельных размеров деталей резьбового сопряжения

Задание №6 Выбор контролируемых параметров зубчатых колес

Задание №7 Расчет размерных цепей

7.1 Расчет методом полной взаимозаменяемости

7.2 Расчет с использованием теории вероятности

Список источников

Задание № 1

Определение и расчет параметров посадки гладкого цилиндрического соединения

1.1 Выбор посадки с зазором по аналогии

Посадки с зазором предназначены для подвижных и неподвижных соединений деталей. В подвижных соединениях зазор служит для обеспечения свободы перемещения, размещения слоя смазки, компенсации температурных деформаций, а также компенсации отклонений формы и расположения поверхностей, погрешности сборки и т.д.

В неподвижных соединениях посадки с зазором применяются для обеспечения беспрепятственной сборки деталей (в особенности сменных). Их относительная неподвижность обеспечивается дополнительным креплением шпонками, винтами, болтами, штифтами и т.п.

В данном случае соединение вала с втулкой относится к подвижному соединению и, согласно выбору по аналогии, посадка будет выглядеть следующим образом

170

а) Определяем предельные размеры отверстия и вала.

Отверстие

170H8();

D_max=D+ES=170+0,063=170,063 мм

D_min=D+EI=170+0=170 мм

Вал

170f9()

d_max=d+es=170+(-0,043)=169,957 мм

d_min=d+ei=170+(-0,143)=169,857 мм

б) Определяем величину допусков каждой детали

TD= D_max- D_min=170,063-170=0,063 мм

Td= d_max- d_min=169,957-169,857=0,100 мм

в) Определяем величину предельных зазоров

соединение калибр размер отверстие

S_max= D_max- d_min=170,063-169,857=0,206 мм

S_min= D_min- d_max=170-169,957=0,043

г) Определяем допуск посадки с зазором

T_S= S_max- S_min=0,206-0,043=0,163 мм

T_S= TD+ Td=0,100+0,063=0,163

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.

Таблица 1. Предельные размеры, допуски, зазоры, натяги выбранной посадки

Обозначение посадки	Наименование детали	Предельные размеры, мм	Допуск, мм	Зазоры, мм	Натяги, мм	Допуск посадки, мм
170	Отверстие	Dmax= 170,063 Dmin= 170,000	TD=0,063	Smax=0,206 Smin=0,043	----	TS=0,163
	Вал	dmax=169,957 dmin= 169,857	Td=0,100



Рисунок 1. Схема полей допусков сопрягаемых деталей 170

1.2 Выбор посадки с натягом на основании расчетов

Соединение с размерами d=30мм; l=30мм; d₁=20; d₂=65мм предназначено для передачи Мк=40Нм.

Материал деталей- сталь 45 с пределом текучести _т=3610⁷, =0,3; Е=210¹¹ Па. , бронза БрАж 9-4 с пределом текучести _т=2010⁷, =0,33; Е=0,910¹¹ Па. , f-коэфф. трения - 0,07 , Ra_D=0,63мкм; Ra_d=1,25мкм

Расчет ведем в следующей последовательности..

1) Определяем требуемое минимальное удельное давление (Н/м²) при контактных поверхностях соединения.

р_min=

2) Определяем необходимую величину наименьшего расчетного натяга N_min

N_min=р_min,

где E₁ и E₂ - модули упругости материалов соответственно охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей в Н/м²; с₁ и с₂ - коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

.

.

3) Определяем минимальный допустимый натяг.

N_min= N_min+_ш+_t+_ц+_п,

где _ш - поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения.

_ш=1,2 (Ra_D+ Ra_d)=5(0,63+1,25)=9,4 мкм.

_t и _ц=0 (по условию).

С учетом возможных разборок принимаем _п=10 мкм - добавку, компенсирующую уменьшение натяга при повторных запрессовках.

Таким образом,

N_min=9,4+7+1026,4мкм.

4) Определяем максимальное допустимое удельное давление р_max.

Для этого рассчитываем р₁ и р₂. В качестве р_max берется наименьшее из двух значений.

р₁=0,58_т1.

р₂=0,58_т2

Принимаем р_max=

5) Определяем величину наибольшего расчетного натяга N_max

N_max= р_maxd

6) Определяем максимальный допустимый натяг N_max c учетом поправок

N_max= N_max·_уд +_ш=66* 0,93+9,470,78мкм

7) По т.1.49 выбираем посадку 30, для которой

N_max=69мкм<N_max=70,78мкм

N_min=27мкм>N_min=26,4мкм

8) Рассчитываем необходимое (максимальное) усилие (Н) при запрессовке собираемых деталей.

R_п=f_пp_maxdl, [1].

где f_п - коэффициент трения при запрессовке. f_п=(1,15-1,2)f.

f_п=1,2·0,12=0,144.

р_max - удельное давление при максимальном натяге N_max в посадке.

р_max=

R_п=



Рисунок 2. Схема полей допусков сопрягаемых деталей

Задание № 2

Определение размеров калибров для контроля отверстия и вала и контрольных калибров к ним

Допуск на изготовление калибров для отверстия Н=0,008 мм, допуск на изготовление калибров для валов Н₁=0,012 мм, допуск на изготовление калибров со сферическими измерительными поверхностями для отверстия Н_s=0,005 мм, отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия Z=0,009 мм, отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего размера изделия Z₁=0,009 мм, допустимый выход размера изношенного калибра для отверстия за границу поля допуска y=0,006 мм, допустимый выход размера изношенного калибра для вала за границу поля допуска y₁=0,006 мм, величина для компенсации погрешности контроля калибрами отверстия б=4, величина для компенсации погрешности контроля калибрами валов б₁=4.

Наибольший размер проходного калибра-пробки

ПР_max=D_min+z+H/2

ПР_max=170+0,009+0,008/2=170,013 мм

Наименьший размер проходного калибра-пробки

ПР_min=D_min+z-H/2

ПР_min=170+0,009-0,008/2=170,005 мм

Наименьший размер изношенного калибра-пробки

ПР_изн=D_min-y+ б

ПР_изн=170-0,006+0=169,994 мм

Наибольший размер непроходного калибра-пробки

НЕ_max=D_max-б+H/2

НЕ_max =170,063-0+0,008/2=170,067 мм

Наименьший размер непроходного калибра-пробки

НЕ_min=D_max-б-H/2

НЕ_min =170,063-0-0,008/2=170,059 мм

Наибольший размер проходного калибра-скобы

ПР_max=d_max-z₁+H₁/2

ПР_max=169,957-0,009+0,012/2=169,954 мм

Наименьший размер проходного калибра-скобы

ПР_min= d_max -z₁-H₁/2

ПР_min=169,957-0,009-0,012/2=169,942 мм

Наибольший размер проходного изношенного калибра-скобы

ПР_изн= d_max +y₁- б₁

ПР_изн=169,957+0,006-0=169,963 мм

Наибольший размер непроходного калибра-скобы

НЕ_max=d_min +б₁+H₁/2

НЕ_max =169,857+0+0,012/2=169,863 мм

Наименьший размер непроходного калибра-скобы

НЕ_min=d_min+б₁-H₁/2

НЕ_min =169,857+0-0,012/2=169,851 мм

Наибольший размер контрольного проходного калибра

К-ПР_max= d_max-z₁+H_p/2

К-ПР_max=169,957-0,009+0,005/2=169,9505 мм

Наименьший размер контрольного проходного калибра

К-ПР_min= d_max-z₁-H_p/2

К-ПР_min= 169,957-0,009-0,005/2=169,9455 мм

Наибольший размер изношенного контрольного калибра

К-И_max=d_max+y₁-б₁+ H_p/2

К-И_max=169,957+0,006-0+0,005/2=169,9655 мм

Наименьший размер изношенного контрольного калибра

К-И_min= d_max+y₁-б₁- H_p/2

К-И_min=169,957+0,006-0-0,005/2=169,9605 мм

Наибольший размер непроходного контрольного калибра

К-НЕ_max=d_min+б₁+ H_p/2

К-НЕ_max=169,857+0+0,005/2=169,8595 мм

Наименьший размер непроходного контрольного калибра

К-НЕ_min=d_min+б₁- H_p/2

К-НЕ_min=169,857+0-0,005/2=169,8545 мм

Назначение калибра	Обозначение	Размер калибра, мм	Исполнительный размер калибра
Для контроля отверстий (калибр-пробка)	ПРmax	170,013	170,013(-0,008) 170,067(-0,008)
	ПРmin	170,005
	ПРизн	169,994
	НЕmax	170,067
	НЕmin	170,059
Для контроля вала (калибр-скоба)	ПРmax	169,954	169,954(+0,012) 169,851(+0,012)
	ПРmin	169,942
	ПРизн	169,963
	НЕmax	169,863
	НЕmin	169,851
Контрольный калибр для контроля калибра скобы	К-ПРmax	169,9505	169,9505 (-0,005) 169,9655 (-0,005) 169,8595 (-0,005)
	К-ПРmin	169,9455
	К-Иmax	169,9655
	К-Иmin	169,9605
	К-НЕmax	169,8595
	К-НЕmin	169,8545



Рисунок 3. Схема полей допусков отверстия 170 Н8 и калибра пробки

Рисунок 4. Схема полей допусков вала 170 f9, калибра скобы и контркалибров

Задание №3

Расчет и выбор допусков для колец подшипников качения

1. На основании работы подшипникового узла в чертеже сборочной единицы установлено, что вращается вал с внутренним кольцом подшипника; вид нагружения кольца - циркуляционный, т.о. его проскальзывание не допускается из-за износа посадочного места.

Обозначение подшипника - 210 - шариковый радиальный однорядный ГОСТ 8338-75 [2]. Радиальная реакция опоры на подшипника R=2кН.

Класс точности - 6

диаметр вала (d=50мм).

Другие параметры подшипника

D=90 мм - наружный диаметр кольца;

В=20 мм - ширина подшипника;

r=2 мм - ширина фаски подшипника.

2. По номинальным размерам диаметров подшипника и классу точности определяем отклонения внутреннего и наружного колец подшипника

; ;

3. Определяем интенсивность нагрузки на посадочные поверхности

,

где R - радиальная реакция опоры на подшипник, кН;

b - рабочая ширина посадочного места, м - b=В-2r;

В - ширина подшипника;

r - ширина фаски подшипника;

К_п - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (принимаем К_п=1,8);

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга. Т.к. вал сплошной, то F=1 ;

F_A - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R. Принимаем F_A=1.

.

4. По т. 4.82[1] по значению интенсивности радиальной нагрузки для барабана соответствует поле допуска 90К6.

5. Для местно нагруженного кольца подшипника поле допуска для вала соответствует поле допуска 50js6.

6. Отклонения для вала ; для корпуса

7. Внутренние кольцо - вал O50(L6/js6), наружное кольцо подшипника - O90К6 (К6/L6)

8. Во избежание разрыва колец подшипника проверяем посадку, чтобы максимальный натяг не превышал значения допускаемого прочностью кольца.

[N]=; [N]>N_max,

где d - диаметр внутреннего кольца подшипника;

к - коэффициент принимаемый к=2,8

- допускаемое напряжение при растяжении.

[N]=

N_max=d_max-D_min=50,000-49,992=0,008мм

S_max=D_max-d_min=50,008-49,990=0,018мм

N_max=d_max-D_min=90,000-89,982=0,018 мм

S_max =D_max-d_min=90,004-89,985=0,019 мм

Рисунок 5. Схема расположения полей допусков соединения

а) Внутреннее кольцо с валом; б) наружное кольцо с корпусом

Задание № 4

«Расчет и выбор допусков и посадок для шлицевых прямобочных соединений»

Дано шлицевое соединение 10х16х20.

1. Ширина зуба b=2,5 мм. Предельно допустимый размер d₁ не менее 14,1 мм.

2. Определяем поля допусков и посадки для центрирующих и не центрирующих элементов соединения.

3. Для размера D:

Поле допуска втулки 20H7()

Поле допуска вала 20f7()

Посадки 20;

Для размера b :

Поле допуска впадин втулки 2,5F8()

Поле допуска шлиц вала: 2,5js7()

Посадка: 2,5

4. Поля допусков для нецентрирующего элемента d:

втулки 16H11()

вала 16()

5.Обозначение на сборочном чертеже

.



Рисунок 6. Схема полей допусков шлицевого соединения

a- для наружного диаметра D ;

б- для ширины шлиц b ;

в- для нецентрирующего диометра d

Задание № 5

Определение предельных размеров деталей резьбового сопряжения М4

1. Из анализа работы соединения видно, что резьбовое соединение 2-3 служит для крепления деталей 3 и 6. Метрическая резьба общего назначения. Класс точности грубый, длина свинчивания нормальная. Поля допусков: для внутренней резьбы 7Н, для наружной - 8g.

2. Рассчитываем средние и внутренние диаметры резьбы. Задан наружный диаметр резьбы d(D)=4мм. Шаг резьбы Р=0,7

Средний диаметр d₂=D₂=4-0,649519053*0,7=3,545мм

Внутренний диаметр d₁=D₁=4-1,082531755*0,7=3,242мм

3. Предельные отклонения резьбы диаметров резьбы, мм:

Болт 8g:

верхнее отклонение для d_, d_1, d₂ : esd= esd₁ = esd₂=-0,022

допуск наружного диаметра : ITd=0,14

допуск среднего диаметра : ITd₂=0,14

нижнее отклонение наружного: диаметра eid=-0,022-0,14=-0,162

нижнее отклонение среднего: диаметра eid₂=-0,022-0,14=-0,162

Гайка 7Н

Нижнее отклонение для D,D_1, D₂ :

EID=EID₂=EID₁=0

Допуск среднего диаметра: ITD₂=0,15

Допуск внутреннего диаметра: ITD₁=0,224

Верхнее отклонение среднего диаметра:

ESD₂=0+0,15=0,15

Верхнее отклонение внутреннего диаметра:

ESD₁=0+0,224=0,224

4. Предельные значения диаметров и допуски резьб, мм

Болт

d_max=d+es_d=4-0,022=3,978

d_min=d+ei_d=4-0,162=3,838

d_2max=d₂+es_d2=3,545-0,022=3,523

d_2min=d₂+ei_d2=3,545-0,162=3,383

d_1max=d₁+es_d1=3,242+0=3,242

d_1min- не нормируется

Гайка

D_max- не нормируется

D_min=D+EI_D=4+0=4

D_2max=D₂+ES_D2=3,545+0,15=3,695

D_2min=D₂+EI_D2=3,545+0=3,545

D_1max=D₁+ES_D1=3,242+0,224=3,466

D_1min=D₁+EI_D1=3,242+0=3,242

5. Зазоры и допуск посадки по среднему диаметру, мм

S_max= D_2max- d_2min=3,695-3,383=0,312

S_min= D_2min-d_2max=3,545-3,523=0,022



Рисунок 7. Схема полей допусков сопрягаемых деталей М4

Задание №6

Выбор контролируемых параметров зубчатых колес

1. Из анализа условий работы данного узла (см. рис.1) видно, что изделие относится к редукторам общего назначения. По ГОСТ 1643-81 принимаем 7 класс точности.

2. Условное обозначение выбранной зубчатой передачи 8-7-7-С ГОСТ 1643-81

8 - норма кинематической точности;

7 - норма плавности работы;

7 - норма контакта зубьев;

С - вид сопряжения

Модуль М=3, число зубьев z=100.

Делительный диаметр d=m*z=3*100=300мм

Результаты сводим в таблицу 2.

Таблица 2. Числовые значения выбранных параметров

Обозначение показателей	Степень точности или вид сопряжения	Числовое значение
Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса Fp	8	125
Допуск на погрешность профиля зуба ff	8	18
Допуск на кинематическую погрешность Fi/, мкм	8	143
Допуск на местную кинематическую погрешность fi/, мкм	7	22
Контакт зубьев Fk, мкм	7	22
Допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr, мкм	8	63
Боковой зазор Tw, мкм	С	120

Задание №7

Расчет размерных цепей

7.1 Расчет методом полной взаимозаменяемости

Дано: АД=2±0,6

А₁=20мм;

А₂=16мм;

А₃=110мм;

А₄=16мм.

А₅ =20мм.

А₆ =10мм.

А₇ =6мм.

А₈ =188мм.

А₉ = А₁₀ =6мм.

1. Определяем допуск замыкающего звена ТАД

АД=2±0,6; IТАД=1,2

2. Определяем коэффициент квалитета.



3. Значение а_р находится между 10 и 11 квалитетами. Выбираем 11 квалитет.

Допуски составляющих звеньев.

ТА₁=0,120; ТА₂=0,110; ТА₃=0,220; ТА₄=0,110; ТА₅=0,120; ТА₆=0,090; ТА₇=0,075;

ТА₈=0,290; ТА₉=0,075; ТА₁₀=0,075.

Производим проверку неравенства:

1,200=0,120+0,110+0,220+0,110+0,120+0,090+0,075+0,290+0,075+0,075

1,200=1,285

4. Производим корректировку квалитетов звеньев: на звенья А₃; А₉ и А₁₀ назначаем 10 квалитет. Допуски составляющих звеньев.

IТА₁=0,120; IТА₂=0,110; IТА₃=0,140; IТА₄=0,110; IТА₅=0,120;

IТА₆=0,090; IТА₇=0,075; IТА₈=0,290; IТА₉=0,048; IТА₁₀=0,048.

Производим проверку неравенства:

1,200=0,120+0,110+0,140+0,110+0,120+0,090+0,075+0,290+0,048+0,048

1,200=1,151

Увеличиваем допуск размера А₃ на 0,049мм, назначая его нестандартным, т.е. IТА₃ =0,14+0,049=0,189мм

5. Назначаем отклонения на все оставшиеся звенья

6. Производится проверка по формуле

0,6=(0,120+0,110+0,189+0,110+0,120+0,090+0,075)-(-0,048-0,048-0,29)=1,2

Уравнение не удовлетворяется. Тогда принимаются неизвестными отклонения для звена А₃, у которого скорректирован нестандартный допуск

Это звено уменьшающее, следовательно, находим нижнее отклонение.

0,6=(0,120+0,110+Х+0,110+0,120+0,090+0,075)-(-0,048-0,048-0,290)

0,6=Х+1,011; Х=-0,411

Зная допуск размера А₃ определяем верхнее отклонение

Y=-0,411-0,189=-0,600

Проверка: -0,6=(0+0-0,6+0+0+0+0)-(0+0+0)

-0,6 = -0,6

Равенство удовлетворяется, а значит, все допуски и отклонения составляющих звеньев определены правильно.

Окончательно отклонения всех составляющих звеньев, мм:



7.2 Расчет с использованием теории вероятности

1. Определяем допуск замыкающего звена ТАД

АД=2±0,6; IТАД=1,2

2. Определяем коэффициент квалитета.

3. Допуски составляющих звеньев находятся между 13 и 14 квалитетами. Выбираем 13 квалитет.

IТА₁=0,120; IТА₂=0,430; IТА₃=1,0; IТА₄=0,430; IТА₅=0,120; IТА₆=0,360; IТА₇=0,300; IТА₈=1,15; IТА₉=0,300; IТА₁₀=0,300.

Производим проверку неравенства:

1,69

Неравенство не выполняется.

4. На звенья А₂ ;А₃ ;А₄ ;А₆ ;А₈ назначим допуски по более точному квалитету.

IТА₁=0,120; IТА₂=0,270; IТА₃=0,54; IТА₄=0,270; IТА₅=0,120; IТА₆=0,220; IТА₇=0,300; IТА₈=0,72; IТА₉=0,300; IТА₁₀=0,300.

Неравенство выполняется.

5. Окончательно отклонения всех составляющих звеньев, мм:

Заносим данные расчетов в таблицу 3

Таблица 3. Сравнение двух методов расчета размерной цепи

Метод расчета	Допуск составляющих звеньев, мм
	IТА1	IТА2	IТА3	IТА4	IТА5	IТА6	IТА7	IТА8	IТА9	IТА10
Максимума-минимума	0,120	0,110	0,189	0,110	0,120	0,090	0,075	0,290	0,048	0,048
С использованием теории вероятности	0,120	0,270	0,54	0,270	0,120	0,220	0,300	0,72	0,300	0,300

Вывод: из расчетов видно, что при одном и том же допуске исходного звена допуски на составляющие звенья с использованием теории вероятности назначаются по менее точным квалитетам. При этом только 0,27% деталей будут браком.

Отсюда следует, что экономически более обоснованным будет применение расчетов размерной цепи с использованием теории вероятности.

Список источников

1. Допуски и посадки: справочник в 2-х томах/ В.Д. Мягков.

2. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах/В.И. Анурьев.

3. ГОСТ 1643-81 Передачи зубчатые цилиндрические.

4. Методические указания к курсовой работе по дисциплине нормирование точности/В.П.Меринов.

Размещено на Allbest.ru