Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА

И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

«Белорусский государственный аграрный технический университет»

Кафедра стандартизации и метрологии

03.48.342.00.000ПЗ

КУРСОВАЯ РАБОТА

“Расчет, выбор и обоснование посадок соединений”

Вариант 42

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

Минск 2012

Содержание

Введение

1. Выбор посадок методом подобия

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

2. Выбор посадок расчетным методом

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

4.Расчет линейныъх размерных цепей

4.1 Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

4.2 Расчет линейной размерной цепи

вероятностным методом

Список использованных источников

Реферат

Курсовая работа по метрологии, стандартизации и взаимозаменяемости студента 3 курса, 37 мпт группы агромеханического факультета Савоня состоит из 25 страниц пояснительной записки, в том числе 2 рисунков, 8 таблиц, 4 библиографа, и графической части, включающей фрагмент рабочего чертежа вала и сборочного чертежа, выполненных на ватмане формата А3.

Перечень ключевых слов:

Стандартизация, метрология, сертификация, допуск, размер, квалитет, посадка, зазор, натяг, контроль, измерение, подшипник качения, размерная цепь, составляющие звенья.

В задании 1 методом подобия (аналогии) произведен выбор посадок для гладких цилиндрических соединений, выбор посадок для шпоночных соединений, вместо шпоночного соединения зубчатое колесо - вал назначено шлицевое соединение.

В задании 2 вместо шпоночного соединения зубчатое колесо - 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 и вероятностным методом.

Введение

сопряжение взаимозаменяемость подшипник

Программой курса « Метрологии, стандартизации и сертификации», является выполнение курсовой работы, цель которой проверка знаний студентов по дисциплине.

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения.

Основной задачей проектирования и конструирования машин и механизмов является разработка документации, необходимой для изготовления, испытания, эксплуатации и ремонта, создаваемой конструкции, а также модернизация существующих изделий, способствующей обеспечению необходимой технологичности и высокого качества изделий.

Правила проектирования и оформления рабочего проекта определены стандартами и ЕСКД. От их соблюдения и строго выполнения зависит надежность и долговечность производимой техники, обеспечивается взаимозаменяемость деталей и узлов.

Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. Взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля.

Стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.

Сборочной единицей является узел редуктора. Данный редуктор применяется для понижения оборотов передающихся от двигателя к потребителю и повышения крутящего момента на выходе.

В результате выполнения курсовой работы по дисциплине приобретается определенная самостоятельность при выборе стандартных посадок типовых сопряжений, в расчете размерных цепей, также выбор средств измерения и контроля.

1 Выбор посадок методом подобия

1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений

Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, обосновать выбором системы, посадок, квалитетов. Для соединения на валу определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок, назначить допуски формы и расположения поверхностей, построить схему расположения допусков. Для деталей данного сопряжения выбрать средства измерения

1.1.1 Расчёт силовых факторов

Определяем крутящий момент [2, c.137]:

,

где Рв - мощность на выходном валу редуктора, кВт;

n - частота вращения вала, об/мин

Определяем диаметр выходного конца вала по пониженным допускаемым напряжениям кручения[1, с.294]:

,

где - допускаемые напряжения кручения, МПа;

Т - крутящий момент на валу Нм;

Для тихоходного вала принимаем

Принимаем по таблице 1.3 [1, ч.1, с.34].

Определяем масштабный коэффициент:

(принимаем 3,5)

где dопр - определенный диаметр, мм;

dизм - измеренный диаметр по схеме, мм.

Замеряем все размеры и умножаем на м и принимаем размеры из ряда по ГОСТ 6639-69.

В зацеплении со стороны шестерни действует сила:

Окружное усилие [2, с.219]:

,

где делительный диаметр колеса тихоходной ступени,

модуль зацепления

число зубьев колеса

угол наклона зубьев..

Радиальное усилие[2, с.281]:

где - угол зацепления в нормальном сечении: .

Осевое усилие в зацеплении [2, c.280]

Консольное усилие от муфты предварительно рассчитываем согласно таблице 6.2 [3, c.98]:

Для тихоходного вала принимаем:

Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал:

Рисунок 1-Схема сил, действующих на вал

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости.

Делаем проверку:

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости.

Делаем проверку:

Определяем суммарные реакции

Назначаем и обосновываем посадки для соединений, расположенных на тихоходном валу. Результаты сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 -Посадки, допуски и шероховатости для соединений и деталей, расположенных на валу

Соединение и посадка	Предельные отклонения, Мкм	Допуски	Зазор мкм	Натяг мкм	Допуски формы и расположения поверхностей мкм	Шероховатость поверхности Rа 0.05Tр. [1,с296]	Примечание
		max	min	мкм	max	min	max	min	Тo, Т= мкм таблица 2.18, [1,с.393]	Т© мкм таблица 2.40 [1, с443]
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13
1.Ступица зуб.колеса-вал [1, с.322]	56 H7 k6	+30	0	30	28		21		10	60	1,25	Переходная посадка в системе отверстия
		+21	+2	19					6	40	0,8
2.Крышка под- шипника-корпус	120 H7 d9	+35	0	35	242	120			Согласно требования под наружное кольцо подшипника	Посадка низкой точности с зазором[2.c.306]
		-120	-207	87					10	160	3,2
3.Наружное кольцо подшипника-корпус [1, с.272]	120 H7 l0	+35	0	35	50	0			9	20	1,25	Посадка под местно нагружен-ное кольцо
		0	-15	15					Обеспечивается заводом- изготовителем
4.Внутреннее кольцо подшипника-вал [1, с.272]	55 L0 js6	0	-15	15	9,5		24,5		Обеспечивается заводом- изготовителем	Посадка под циркуля-ционно нагружен-ное кольцо
		+9,5	-9,5	19					5	10	0,8

Выбор средств измерения

Для деталей данного сопряжения выбираем средства измерений:

Зная диаметр и допуски (квалитет) контролируемого размера по таблице 1.60 [1, с.184] находим допускаемые погрешности измерения.

Выбираем приборы для измерения отверстия и вала удовлетворяющие условию _ин[4, Приложение 7, с.346].

Результаты выбора средств измерения для сопряжения сводим в таблицу.

Таблица 1.2.-Объекты измерения и метрологические характеристики выбранных измерительных средств

Объект измерения	Т мкм	мкм	ин мкм	Средства измерения	Условия измерения
Внутренний диаметр зубчатого колеса	30	9	6.5	Нутромер индикаторный с ценой деления отсчётного устройства 0.001мм	1. Используемое перемещение измерительного стержня 0.1мм. 2. Средства установки - концевые меры 1-го класса. 3. Режим температурный С.
Вал	19	5,0	4.5	Скоба рычажная с ценой деления 0.002мм	1. Настройка по концевым мерам 3-го класса. 2. Скоба при работе находится в руках. 3. Режим температурный С. 4. Контакт - любой.

1.2 Выбор посадок для шпоночного соединения

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

Так как Т?300Нм и не требует частых разборок, то принимаем плотное шпоночное соединение.

Определяем для 56 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице 4.64 и 4.66 [1, ч.2, с.235] b=16; h=10; t₁=6,0; t₂=4.3; l=63мм

Определяем для 45 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице 4.64 и 4.66 [1, ч.2, с.235] b=14; h=9; t₁=5.5; t₂=3.8; l=63 мм.

Выбираем по таблице 4.65 [1, ч.2, с.231] посадки по b для соединений; паз вала - шпонка - 16; паз втулки - шпонка - 16

Определяем по таблице 1.28 и 1.37 [1, ч.1, с.80] предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски, предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сносим в таблицу 1.3, 1.4

Таблица 1.3-Размерные характеристики шпоночного соединения.

Наименование размера	Номинальный размер	Поле допуска	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм	Допуск размера Т, мм
			верхнее	нижнее	max	min
1	2	3	4	5	6	7	8
Ширина шпонки	16	h9	0	-0,043	16	15.957	0,043
Высота шпонки	10	h11	0	-0,09	10	9.91	0,09
Ширина паза вала	16	P9	-0.018	-0,061	15.982	15.939	0,043
Глубина паза вала	6	--	+0,2	0	6,2	6,0	0,2
Ширина паза втулки	16	P9	-0,018	-0,061	15.982	15.939	0,043
Глубина паза втулки	4.3	-	+0,2	0	4.5	4.3	0,2
Длина шпонки	63	h14	0	-0,74	63	62.26	0,74
Длина паза вала	63	H15	+1,2	0	64,2	63	1.2

Таблица 1.4-Размерные характеристики шпоночного соединения.

Наименование сопряжения	DN, мм	посадка	Зазоры, мм	Натяги, мм	Допуски посадки TSN , мм
			Smax	Smin	Nmax	Nmin
Шпонка паз вала	16		0,061	-	0,025	-	0,086
Шпонка паз втулки	16		0,061	-	0,025	-	0,086

Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, вала и втулки , а несопрягаемых . Выбираем экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка - шлифование плоское получистовое;

паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.

Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схема расположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения его расположения.

Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами.

На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производят с помощью предельных калибров.

Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d + ) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала проверяют кольцевыми приборами - 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 большого числа размеров шпоночного соеди-

нения за счет пластических 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 шлицевое зубчатое 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.

Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем. Определяем серию шлицевого соединения. Из условия прочности расчёта на смятие [2, c.51]:

[_cm]

где [] - суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала ,

- длина шлицевого соединения, равна длине ступицы зубчатого колеса, [] - допускаемое напряжение смятия для материала вала (для стали []=40МПа).

Определяем [S_f]:

[S_f]==.

Принимаем шлицевое прямобочное соединение лёгкой серии по таблице (=), для которого S_f=672.

Так как заданное шлицевое соединение неподвижно, передача не реверсируемая, 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 [1, ч.2, с.250] определяем серию и размер b прямобочного шлицевого соединения. Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по таблице 4.73 [1, ч.2, с.253]. Поля допусков не центрирующего диаметра - d выбираем по таблице 4.75 [1, ч.2, с. 253]. Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по таблице 2.66 [1, ч.1, с.517]. Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим таблицу 1.5

Таблица 1.5 Размерные характеристики и методы механической обработки деталей шлицевого соединения D-8526010

Параметры	Поле допуска	Верхнее отклонение, мм	Нижнее отклонение, мм	Способ окончательной обработки	Шероховатость, мкм
Центрирующие параметры
Отверстие		+0.030	0	Протягивание чистовое	1.25
Вал		+0.0095	-0.0095	Шлифование чистовое	0.8
Ширина впадины втулки шлицевой	10F8	+0,035	+0,013	Протягивание чистовое	1.25
Толщина шлицов вала	10f8	-0.013	-0.035	Шлицестрогание	1.25
Не центрирующие параметры
Отверстие	52H11	+0.19	0	Зенкерование чистовое	8
вал		0	-3.3	Шлицестрогание	8

Рассчитаем предельные зазоры по центрирующим параметрам:

По размеру D:

По размеру b:

Рассчитываем предельные зазоры по не центрирующему параметру d:

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения. Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков, назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.

2 Выбор посадок расчётным методом

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

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

Решение:

Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъёмных (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т.п.

Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей. При прочих равных условиях напряжения пропорциональны натягу. В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации контактных поверхностей, но в ряде посадок с натягом, особенно при относительно больших натягах или соединениях деталей изготовленных из легких сплавов и пластмасс, возникают упруго - пластические деформации (пластические деформации в одной или обеих деталях распространяются не на всю толщину материала) или пластические деформации, распространяющиеся на всю толщину материала. Применение таких посадок во многих случаях возможно и целесообразно.

Согласно условия задания заменяем шпоночное соединение соединением с натягом.

Передаваемый крутящий момент =790,34 Нм, осевая сила Н, диаметр вала d=56 мм, наружный диаметр ступицы D=1.6d=1.656=90 мм [2,с.165].

2.1.1 Расчет наибольшего функционального натяга

Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей. Принимаем для деталей сталь 45: =353 МПа =353 МПа; _d=_D=0.3; E=210⁵ МПа;

втулки:

P_{доп D}=0.58 =

вала:

Р_{доп d}=0.

где: - предел текучести материала деталей при растяжении.

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 =124,76МПа.

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

Значение коэффициентов Ляме (коэффициент жесткости деталей) вычисляем по формуле:

С_D==

С_d =

=

Определяем величину наибольшего функционального натяга с учетом смятия микронеровностей по формуле:

N_{max f}= N_{max доп}+U= N_{max доп}+5(R_aD+R_ad)

N_{max f}=117.7+5(1,25+0,8) =127,95мкм

2.1.2 Расчёт наименьшего функционального натяга

Определяем величину наименьшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей:

Определяем величину наименьшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей:

Определяем величину наименьшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей:

P_min=

P_min=

Определяем величину наименьшего расчётного натяга:

N_{min р}=P_mind()

N_min=

Определяем по формуле N_{min f}= N_{min p}+U величину наименьшего функционального натяга.

N_{min f}=N_{min р} +5(R_aD+R_ad)

N_{min f}=22,8 +5(1,25+0,8)=33,05мкм

2.2 Выбор посадки

По предельным функциональным натягам (N_{max f} N_{min f} ) выбирается посадка удовлетворяющая условиям:

2.2.1 на величину запаса прочности соединения при сборке(технологический запас прочности), т.е.

N_з.с.=N_{max f}-N_{max t}

2.2.2 на величину запаса прочности соединения при эксплуатации, т.е.:

N_з.е.=N_{min t}-N_{min f}

2.2.3 , так как запас прочности деталей при сборке нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей 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[1,ч.1, с.156] выбираем посадку , у которой

, ;

Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:

Следовательно, посадка выбрана точно. Вычерчиваем схему расположения полей допусков и эскизы соединения и его деталей с нанесением соответствующих размеров и обозначений.

3.Расчет и выбор посадокподшипников качения

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

2. Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.

3. Рассчитать по заданной величине радиальной нагрузки и выбрать посадку для циркуляционного нагруженного кольца.

4. Выбрать и обосновать посадку местно или 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 корпус с натягом.

8. Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы и положения посадочных и опорных торцовых поверхностей заплечников вала и отверстия корпуса.

9. Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.

10. Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.

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

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику. Это подшипник А (левая опора). .

Выбираем подшипник, исходя из формулы , так как передача цилиндрическая, то следовательно . Выбираем по таблице 16.3[2, с.338] шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии № 311.

Номинальные размеры подшипника: d=55мм; D=120мм; В=29мм; r=3мм.

В редукторе сельскохозяйственных машин в основном применяются подшипники качения 0 класса. Следовательно, принимаем класс точности подшипника - 0.

Изучая конструкцию редуктора цилиндрического, устанавливаем, что кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передаёт её также последовательно всей

посадочной поверхности вала, следовательно, внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционный вид нагружения.

Анализируя условия работы соединения, устанавливаем, что наружное кольцо подшипника не вращается относительно действующей на него

радиальной нагрузки, следовательно, кольцо воспринимает нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передаёт её соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса. Такой вид нагружения наружного кольца подшипника называется местным.

Выбор посадки для циркуляционного нагруженного кольца производится по интенсивности радиальной нагрузки. Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле: [4, c.221]

, где

- расчетная радиальная реакция опоры, Н;

b - рабочая ширина посадочного места, мм;

К1- динамический коэффициент посадки;

К2- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга

При полом вале и тонкостенном корпусе;

К3- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки;

мм

Принимаем по таблице 4.92[1, с.287] поле допуска для внутреннего циркуляционного нагруженного кольца js6 с предельными отклонениями: es=мкм; ei=мкм.

Посадка подшипника на вал

где L0 - поле допуска посадочного размера (диаметра) внутреннего кольца подшипника класса точности 0.

Поле допуска на диаметр отверстия в корпусе под местно нагруженное кольцо подшипника выбираем по таблицам 4.89, 4.93, 4,94[1, с.285-289] Принимаем поле допуска Н7 с предельными отклонениями: ES=+35мкм; EI=0

Посадка подшипника в корпусе:

120

где l0-поле допуска посадочного размера (диаметра) наружного кольца подшипника класса точности 0.

Таблица 3.1 Выбор посадки подшипника №311 для заданных условий работы.

Внутреннее кольцо подшипника	Вал	Наружное кольцо подшипника	Отверстие в корпусе

В соединении внутреннего кольца с валом имеем:

В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем:

Выполняем проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпус с натягом.

По ГОСТ 24810-81 определяем предельные значения зазоров в подшипнике: G_{re min}=8мкм; G_{re max}=28мкм;G_{re m}=0,5 (8+28)=18мкм.

Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца. Для этого определяем приведённый наружный диаметр внутреннего кольца:

d₀=d+(D-d)/4

d₀=55+(120-55)/4=71.25мм

действительный натяг: N_e0,85N_max

N_e =0,8524,5=20,82мкм

Определяем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца: d₁= N_e

d₁= мкм

Посадочный зазор определяем по формуле:

C_r=C_rem-d₁

C_r =18-16,07=1,93 мкм

Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нём сохраняется радиальный зазор, который и является посадочным радиальным зазором.

Определяем допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса:

Допуск соосности поверхностей вала составит:

,

корпуса -

Допуск цилиндричности вала составит:

=,

корпуса

Принимаем согласно ГОСТ 24643-81

вал:,

корпус:.[2,ч.2, с.366].

Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе и опорных торцевых поверхностей заплечников вала и отверстий выбираем по таблице 4.95 [1, с.296] R_ad=0.8мкм;R_aD=1.25мкм; R_a=2.5мкм.

Для достижения выбранной шероховатости и степени точности посадочных поверхностей целесообразно принять каленый вал, обработанный чистовым шлифованием, а отверстие в корпусе - тонким растачиванием.

4. Решение линейных размерных цепей

4.1 Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Решить линейную размерную цепь с предельным отклонением замыкающего звена (В_?=8^+1.5_-1.5). Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Сделать вывод о применении вышеназванных методов.

Определяем масштабный коэффициент:

(принимаем 3,0)

где d_под -диаметр под подшипник, мм;

d_изм - измеренный диаметр по схеме, мм.

Замеряем все размеры и умножаем на м и принимаем размеры из ряда по ГОСТ 6639-69

Решение. Составляем размерную цепь и выявляем составляющие (увеличивающие и уменьшающие) звенья по заданному чертежу. Размерные связи деталей через сборочные базы:

В₁-вал; В₂-подшипник; В₃- крышка;В₄- звёздочка; В₅- шайба, В₆-гайка.

Проверяем правильность составления размерной цепи:

В_?=?В_ув-?В_ум=191-183=8мм

По заданным отклонениям замыкающего звена находим его допуск:

TВ?=Es(В?)- Ei(В?)=1.5+1.5=3,0мм

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 квалитет:

Ac= (TВ_?-? TВ_i)/ ?IR_i

Ac=(3000-250-200-150)/(1,86+1,56+2,89)=380,35

По табл.1.8(/2/ ч.1, с.45) находим, что полученный коэффициент точности соответствует 14 квалитету.

По выбранному квалитету назначаем допуски и отклонения на звенья . исходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основные отверстия (Н 14), а для охватываемых -- как на основные валы (h14). В тех случаях, когда это трудно установить, на звено назначаются симметричные отклонения.

Допуски составляющих звеньев определяем:

TВ₁=1,15мм TВ₃=0,62мм ; ТВ₄=0,74 мм;

TВ₂=0,25 мм , TВ₅=0,15 мм, ТВ₆=0,20 - стандартная деталь.

Так как коэффициент точности Aс не полностью соответствует расчетному, то одно из звеньев выбираем в качестве корректирующего. При выборе корректирующего звена руководствуются следующими соображениями. Если выбранный коэффициент точности а, меньше вычисленного ас, то есть а<ас, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более сложное звено. Если же а>ас, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более простое звено.

Принимаем в качестве корректирующего звена увеличивающее звено В₁. Отклонения корректирующего звена В₁ находим по формулам:

EsВ₁=Es(В_?)+?EiВ_(j)(ум)-?EsВ_(i-1)(ув)=1,5-0,62-0,25-0,20-0,74-0,15=-0,46 мм

EiВ₁=Ei(В_?)-?EsВ_(j)(ум)+?EiВ_(i-1)(ув)=0-1,5=-1,5мм

Принимаем для В₁(^-0,46_-1,5)

Таблица 4.1 - Результаты расчёта размерной цепи

Наименование звена	Обозначение	Номинальний. размер	Допуск	Верхнее отклонение	Нижнее отклонение	Квалитет	Знач. ед. допуска
			Задан.	Принят.
Увеличивающие	В1	191	1,15	1,04	-0,46	-1,5	-	2,89
Уменьшающее	В2 В3 В4 В5 В6	34 40 72 9 28	0, 25 0,62 0,74 0,15 0,20	0, 25 0,62 0,74 0,15 0,20	0 0 0 0 0	-0, 25 -0,62 -0,74 -0,15 -0,20	- IT14 IT14 - -	- 1,56 1,86 - -
Замыкающее	В?	8	3,0	3,0	+1.5	-1.5	-	-

Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев:

TВ_?=?TВ_i+j=1,04+0,25+0,15+0,62+0,74+0,2=3,0мм

Заключение:

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

4.2 Расчёт размерной цепи вероятностным методом

4.2.1 Находим пределы замыкающего звена аналогично пункта 1 задания 4.1

Принимаем, что рассеяние действительных размеров звеньев близко к нормальному закону распределения и допуск размера Т равен полю рассеяния размеров, коэффициент относительного рассеяния 'ki='k=1/3,а коэффициент относительной асимметрии =0([2] ч.2 с.37).

4.2.2 Находим среднее число единиц допуска

Ac=((TВ_?²-?TВ_i²)/?IВ_i^1/2)= (3000²-250²-150²-200² /(2,89²+1,56²+1,86²)) ^1/2=799,3

По табл. 1.8 ([2]ч.1 с.45)определяем, что Aс приблизительно соответствует квалитету (IT=16).

4.2.3 По табл. 1.8 ([2]ч.1 с.43) находим допуски на составляющие звенья

TВ₁=2,9мм, TВ₃=1,6мм ; ТВ₄=1,9 мм;

TВ₂=0,25 мм , TВ₅=0,15 мм, ТВ₆=0,20 - стандартная деталь.

Так как Aс не полностью соответствует расчётному то звено В₁ принимаем за корректирующее, для которого допуск определим по формуле:

TВ₁=( TВ²_?-?TВ²) ^1/2=(3000²-1600²-1900²-250²-150²-200²) ^1/2=1645 мkм

4.2.4 Определяем середину поля допуска корректирующего звена В1

Ec(В₁) =Ec(В_?)+?Ec(В_ум)- ?Ec(В_ув)=0-800-950-125-100-75=-2050 мкм

4.2.5 Определяем предельные отклонения корректирующего звена

Es(В₁)=Ec(В₁)+TВ₁/2=-2050+822,5=-1227,5 мkм

Ei(В₁)=Ec(В₁)-TВ₁/2==-2050-822,5=-2872,5 мкм

4.2.6 Проверяем правильность назначения предельных отклонений составляющих звеньев

Es(В_?)=?Ec(В_ув)-?Eс(В_ум)+(TВi²/4)^1/2

1500=-2050+800+125+100+950+75+ (1645²+1600²+1900²+250²+150²+200²)^1/2/2

1500=1500

Es(В_?)=?Ec(В_ув)-?Eс(В_ум)-(TВi²/4)^1/2

-1500=-2050+800+125+100+950+75- (1645²+1600²+1900²+250²+150²+200²)^1/2/2

-1500=-1500

Проверка показывает соответствие назначенных предельных отклонений составляющих звеньев заданным предельным отклонениям замыкающего звена. Результаты расчета сводим в табл.4.2.

Таблица 4.2 - Результаты расчёта размерной цепи

Наименование звена	Обозначение	Номинальн. размер	Допуск	Верхнее отклонение	Нижнее отклонение	Квалитет	Знач.ед.допуска
			Задан.	Принят.
Увеличивающие	В1	191	2,9	1,6	-1,3	-2,9	-	2,89
Уменьшающее	В2 В3 В4 В5 В6	34 40 72 9 28	0, 25 1,6 1,9 0,15 0,20	0, 25 1,6 1,9 0,15 0,20	0 0 0 0 0	-0, 25 -1,6 -1,9 -0,15 -0,20	- IT16 IT16 - -	- 1,56 1,86 - -
Замыкающее	В?	8	3,0	3,0	+1.5	-1.5	-	-

Сравнивая допуски звеньев, рассчитанных разными способами можно убедиться в том, что расчёт размерных цепей вероятностным методом позволяет назначить более широкие допуски на обработку деталей, при том же допуске предельные отклонения корректирующего- 1,3/-2,9.

Список использованных источников

1. Мягков, В.Д. Допуски и посадки: справочник в 2-х ч./ Мягков В.Д. - изд.

6-е, перераб. и доп. - Ленинград: Машиностроение, 1982. - 2ч.

2. Кузмин, А.В. Расчеты деталей машин: справочное пособие/ А.В. Кузмин , И.М. Чернин, Б.С. Козинцов.- Минск: Вышэйшая школа, 1986,- 400 с.: ил.

3. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин [Текст]: справочное пособие/ А.Е. Шейнблит. - Москва: Высшая школа, 1991, - 432,: ил.

4. Серый, И.С. Взаимозаменяемость, стандартизция и технические измерения: учеб. пособие 2-е изд., перераб. и доп. -Москва: Агропромиздат, 1987. - 367с.: ил.

Размещено на Allbest.ru