Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения (2)

метки: Взаимозаменяемость, Технический, Измерение, Посадка, Стандартизация, Выбор, Данные, Исходный

Керченский государственный морской технологический институт Кафедра оборудования перерабатывающих и пищевых производств Курсовая работа

» Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения»

Выполнил: студент группы ДМА — 3

Хохлач Илья Проверил: доцент, кнт Сушков О.Д.

2007 г

Содержание Задача 1. Расчет и выбор посадок с зазором Задача 2. Расчет вероятности зазора и натяга в переходных посадках Задача 3. Расчет и выбор посадок с натягом Задача 4. Выбор посадок подшипника качения Задача 5. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров Задача 6. Выбор допусков резьбовых соединений Задача 7. Расчет размерных цепей Литература посадка зазор натяг подшипник

Задача 1. Расчет и выбор посадок с зазором

1. Для заданных условий работы соединения рассчитать и выбрать посадку с зазором из Единой системы допусков и посадок СЭВ.

2. Выполнить сборочный чертеж соединения с обозначением посадки и чертежей деталей с обозначением полей допусков, шероховатости и предельных отклонений формы сопрягаемых поверхностей.

3. Построить схему полей допусков сопряжения.

Исходные данные: соединением с зазором является подшипник скольжения местного нагружения, в котором сопрягаются цапфа вала и втулка.

Условия работы подшипника: материал вала — закаленная сталь 45, материал втулки Бр. А Ж Н 10 — 4 — 4, рабочая температура подшипника =50

Диаметр цапфы вала d = 60 мм Длина опорной поверхности L = 70 мм Частота вращения вала h = 800 мин Радиальная нагрузка R = 6 кН,

= 0.3 мкм — шероховатость поверхности вала

= 0.5 мкм — шероховатость поверхности втулки.

Решение:

1. Определяем величину среднего удельного давления

2. Определяем допускаемую минимальную толщину масляного слоя, при котором еще обеспечивается жидкостное трение

мкм, где k 2 — коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя, принимаем k=2;

• добавка на неразрывность масленого слоя, принимаем .

3. Рассчитываем величину

где µ= µ _таб = (15,3…20,7)^. 10^-3 — динамическая вязкость масла, принимаем µ = 0,018 ^, т.к. для смазки при =50используется индустриальное масло марки И-20А;

• щугловая скорость вала.

По графику (рисунок 5а [4]) при =0,344 и при заданном определяем минимальный относительный эксцентриситет. Так как в нашем случае, то принимаем =0.3 и находим при этом :

Допуски и посадки

... допусков называют односторонней предельной. Характер одноименных посадок (т.е. предельные зазоры и натяги) в системе отверстия и в системе вала примерно одинаков. Выбор систем отверстия и вала ... — отверстие и вал). Его назначают исходя из расчетов деталей на прочность, износостойкость, жесткость и т.д. и на основании конкретных конструктивных, технологических и эксплуатационных соображений. ...

Затем рассчитываем минимально допустимый зазор

мкм

4. По графику (рисунок 5б) при =0,344 и определяем максимальный относительный эксцентриситет ч _max =0,847, по которму рассчитываем максимальный допустимый зазор

5. Определяем оптимальный зазор. При и — выбираем по графику на рисунке 5а.

6. Из таблицы зазоров по и выбираем посадку.

посадка Е8/h6, у которой

Необходимые условия ;

7. Определяем допуск на износ

ГОСТ 24 643–81

допуск цилиндричности для цапфы вала, 5 степени точности при нормальной относительности геометрической точности, А и 6 квалитете допуска размера.

ГОСТ 25 347–82

ES=+106 мкм, EI=+60 мкм,

es=0, ei=-19 мкм.

Задача 2. Расчет вероятности зазора и натяга в переходных посадках

1. Для заданной переходной посадки рассчитать вероятность получения зазоров и натяга. Начертить кривую нормального распределения с графическим определением вероятности.

2. Дать схему расположения полей допусков с указанием предельных зазоров и натягов.

3. Сравнить расчетные и вероятные максимальные зазоры и натяги.

Исходные данные: соединением с переходной посадкой в задании является сопряжение ступицы червячного колеса с валом по номинальному диаметру d ₁ =40 мм ф40H7/m6.

Решение:

1. По таблицам 3 и 4 определяем предельное отклонение детали

ES=+21мкм, EI=0мкм, es=+25мкм, ei= +9 мкм.

Рассчитаем

, , :

= ESei = 21 — (+9)= 12 мкм

= EIes = 0 — (+25)= -25мкм, принимаем мкм.

ei-ES=+9 — (+21)=-12 мкм мкм мкм мкм мкм

2. Определяем среднее квадратное отклонения размеров отверстия, вала и посадки (расчет ведем по натягу):

мкм мкм мкм

3. Определяем предел интегрирования z :

4. Определяем функцию Ф (z) по приложению 4 [4]

Ф=0.4332 при z = 1.5

5. Рассчитываем вероятность и процент зазора

%%

6. Рассчитываем вероятность и процент натягов

%%

P (N) = 100 — P (S) = 100 — 6.68 = 93.32%

7. Определяем значение вероятных максимальных зазоров и натягов мкм мкм

Задача 3. Расчет и выбор посадок с натягом

1. Для соединения подверженного действию осевой силы и крутящего момента, рассчитать и выбрать посадку, обеспечивающую относительную неподвижность детали без дополнительного крепления и сохраняющую прочность детали при сборки.

2. Выполнить схему расположения полей допусков и чертёж соединения и деталей в соответствии с ЕСКД с простановкой буквенных обозначений и числовых величин предельных отклонений размеров, параметров шероховатости и входных фасок.

Исходные данные: соединением с натягом является сопряжение ступицы и венца червячного колеса узла редуктора по диаметру.

Шероховатость поверхности: ступицы (вал) R _ad = 0.8…3.2мкм, венца (отверстие) R_aD = 1.6…3.2мкм,

R _ad =1.5мкм R_aD =2мкм.

Температура сборки t _сб =20⁰

Температура рабочая t _р =50⁰

Сборка механическая, без смазки, под прессом.

Соединение деталей посадкой с натягом (прессовое соединение)

... 0,33. При расчете прочности соединения расчетный натяг N определяют по минимальному табличному или вероятностному натягу с поправкой и на ... 1.2. Прочность соединения Как было указано в разделе 2.1, стандартную посадку выбирают по условиям неподвижности соединения при заданной ... торцам ступицы (см. рис. 2.8). Эти проточки увеличивают податливость ступицы, позволяют ей деформироваться вместе с валом ...

Номинальный диаметр соединения D ₁ =70 мм Диаметр отверстия ступицы d=40 мм Наружный диаметр венца D₂ =100 мм Длина соединения l₁ =35 мм Осевое усилие P₀ =2 кН Крутящий момент М_кр =320 Н^. м Материал ступицы — сталь 50

Материал венца — Бронза Бр. АЖН10−4-4

Решение:

1. Определяем величину требуемого минимального удельного давления на контактных поверхностях соединения под действием осевой силы и крутящего момента по формуле:

f=0.03…0.05 — коэффициент трения при установившимся процессе распрессовки и разворачивания, для соединения сталь-бронза принимаем f=0.04 (по приложению 5 [4])

2. Определяем величину наименьшего расчетного натяга

где с ₁ и с₂ — коэффициент Ляме соответственно для ступицы и венца, определяем с₁ и с₂ по формулам:

;

E ₁ =(1.96…2)^. 10¹¹ Па и E₂ =0.84^. 10¹¹ Па — модули упругости материалов ступицы и венца (приложение 6 [4]), принимаем E₁ =2^. 10¹¹ Па и E₂ =0.84^. 10^{1 1} Па µ₁ = 0.3 и µ₂ = 0,35 — коэффициенты Пуассона для материалов ступицы и венца зубчатого колеса (приложение 6 [4])

3. Определяем величину наименьшего допустимого натяга с учетом поправок по формуле где — поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей детали при сборке соединения

• поправка, учитывающая различие рабочей температуры (t _pD , t_pd ) и температурою сборки (t_сб ), а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей (,)

• у Стали 50, — у Бронзы Бр. АЖН10−4-4 (приложение 8 [4])
• поправка, учитывающая ослабления натяга под действием центробежной силы, так как масса венца по сравнению с массой ступицы незначительна и скорость вращения зубчатого колеса относительно невелика;
• поправка, компенсирующая уменьшение натягов повторных запрессовок.

4. Определяем по формуле где — у Стали 50, — у Бронзы Бр. АЖН10−4-4 — пределы текучести или пределы прочности материалов соответственно ступицы и венца определяется по приложению 8.

Принимаем меньшее значение, т. е.

5. Определяем величину наибольшего расчетного натяга :

6. Определяем допустимый максимальный натяг с учетом поправок :

где — коэффициент увеличения давления у торцов втулки, определяется по графику на рисунке 11 в зависимости от соотношения и ,

7. Выбираем посадку из приложения 9 по и [].

При этом должны удовлетворяться условия и. Выбираем посадку H8/z8, так как средний натяг этой посадки ближе к расчетному среднему натягу .

Проверка условий:

ГОСТ 25 347–82

ф; ES=+46 мкм EI=0

es=+256мкм ei=+210 мкм.

8.Из приложения 10 выбираем размеры и формы входных фасок для запрессовки и назначаем допуск цилиндричности по таблице 16.

Для D ₁ =70 мм: а = 3 мм; А = 4 мм;Тф = 16мкм Задача 4. Выбор посадок подшипников качения

1. Для заданных условий работы подшипников узла рассчитать и выбрать посадки колец подшипника качения.

2. Построить схемы расположения полей допусков колец подшипника, цапфы вала и отверстия в корпусе.

3. Выполнить чертеж узла подшипника и чертеж посадочных мест под кольца подшипника с указанием размеров, обозначений посадок и полей допусков, шероховатости и отклонений формы посадочных поверхностей вала и корпуса.

Исходные данные: номер подшипника — 66 406

класс точности подшипника — 5

радиальная нагрузка, постоянная по направлению R=14 кН динамический коэффициент посадки — k _n =1

Решение:

ГОСТ 3478–79

2. По СТ СЭВ773−77(приложение 12 [4]) определяем вид нагружения колец, так как вал вращается с постоянной радиальной нагрузкой, то внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение. Наружное кольцо неподвижно, следовательно, подвергается местному нагружению [«https:// «, 19].

3. Для внутреннего циркуляционно-нагруженного кольца рассчитывается интенсивность нагрузки на поверхность цапфы вала Где R = 14 кН — радиальная реакция опоры на подшипник,

B = 23 мм — ширина закругления подшипника,

r = 2 мм — радиус закругления подшипника,

k _n =1 — динамически коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (приложение 13 [4]),

k ₁ =1 — коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (таблица 4.90 [2]),

k ₂ = 1 — коэффициент неровностей распределения радикальной нагрузки.

По приложению 14 [4], в зависимости от PR для подшипника 5го класса точности с диаметром внутреннего кольца d=30 мм, выбираем посадку для внутреннего циркуляционно-нагруженного кольца 30 L6/k5, где L6 — поле допуска диаметра отверстия внутреннего кольца подшипника, а k5 — поле допуска диаметра посадочной поверхности цапфы вала.

4. По приложению 15 [4], в зависимости от диаметра наружного кольца D=90 мм и нагрузкой с умеренными точками и вибрацией, выбираем посадку наружного местно-нагруженного кольца — 90 G6/l5, где G6 — поле допуска диаметра посадочной поверхности отверстия корпуса, l5 — поле допуска диаметра наружного кольца подшипника.

5. Определяем предельные отклонения диаметра колец подшипника по СЭВ 774−77 (приложение 16, 17 [4]).

внутреннего кольца 30L6 — ES _п = 0 EI_п = — 6 мкм, наружного кольца 90 l5- es_п = 0ei_п = — 10 мкм.

ГОСТ 25 437–82

7. Определяем допуск цилиндричности посадочных поверхностей цапфы вала Тфd ,

отверстие корпуса ТфD

Назначаем шероховатость посадочных поверхностей (приложение 18 [4]):

цапфа вала — R _ad = 0.63 мкм отверстие корпуса — R_aD = 1.25 мкм торцов заплечиков валов и отверстия корпусов R_n = 2,5 мкм Задача 5. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров

1. Рассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров (пробок и скоб) для контроля деталей заданного соединения.

2. Изобразить взаимное расположение полей допусков деталей и калибров.

3. Выполнить в соответствии с ЕСКД рабочие чертежи калибров, указав исполнительные и габаритные размеры, шероховатость рабочих поверхностей и маркировку.

Исходные данные: контролируемым размером является диаметр цапфы вала и отверстия втулки подшипника скольжения ф (из первой задачи) Решение:

ГОСТ 25 347–82

отверстие вкладыша 60 E8 — ES = +0.106 мм EI = +0.06 мм, вал 60 h6 -es = 0 мм ei = — 0.019 мм.

ГОСТ 24 853– —

Для вала — H ₁ = 5мкм, z₁ = 4мкм, y₁ = 3 мкм Для отверстия — Н=5мкм, z=7 мкм, y=5 мкм

3. Рассчитываем предельные, изношенные и исполнительные размеры калибров:

а. Размеры калибров — пробки б. Размеры калибра-скобы

ГОСТ 14 812–69

Задача 6. Выбор допусков резьбовых соединений По обозначению наружной и внутренней резьбы одной детали резьбового соединения выполнить:

1. Полную расшифровку заданного обозначения.

2. Обозначения резьбы второй детали резьбового соединения.

3. Графическое обозначение полей допусков наружной и внутренней резьбы с простановкой числовых значений размеров отклонений.

4. Обозначить посадку резьбового соединения на чертеже узла.

Исходные данные: обозначение резьбы М10? 1.25 — 3H6H

Решение:

1. По обозначению резьбы определяем, что задана внутренняя резьба с переходной посадкой. С помощью данной резьбы сопрягаются шпилька и гнездо под шпильку в корпусе редуктора. Второй деталью является шпилька с обозначением М10? 1.25 — 2m и материалом корпуса — чугун.

2. Определяем шаг резьбы — 1.25, а по шагу рассчитываем значение среднего (d ₂ , D₂ ) и внутреннего (d₁ , D₁ ) диаметров резьбы.

Средний диаметр резьбы ;

• Внутренний диаметр резьбы ;

ГОСТ 24 834– —

для шпильки мм, мм, мм для резьбы гнезда под шпильку корпуса: М10? 1.25 — 3H6H: мм, мм, мм

4.Рассчитываем предельные размеры резьбы для шпильки:

не нормирмируется для гайки: не нормирмируется

5.Строим схему расположения полей допусков резьбового соединения

6.На чертеже узла указываем обозначение резьбового соединения корпуса и шпильки: М10? 1.25 — 3H6H/2m

Задача 7. Расчет размерных цепей

1. Для узла редуктора составить размерную цепь в векторном изображении.

2. Выполнить расчет размерной цепи, применяя метод максимума-минимума.

3. Произвести проверку расчета.

4. На чертеже узла редуктора проставить размеры с предельными отклонениями.

Исходные данные: А ₁ = 110Н10ES=+140 мкм, EI=0

А ₂ = 45h11es=0, ei=-160 мкм А₃ = 53h12es=0, ei=-300 мкм А₄ = 4d11es=-30 мкм, ei=-105 мкм А₅ = 7n7es=+25 мкм, ei=+10 мкм А_Д = — ?

Определить допуски и придельные отклонения замыкающего звена (обратная задача) размерной цепи узла редуктора методом расчета на максимум-минимум.

Решение обратной задачи.

а. Составляем векторную схему размерной цепи.

Размер А ₁ — увеличивающий (), размеры А₂ , А₃ , А₄ , А₅ — уменьшающие (), А_Д — замыкающее звено.

б. Определяем значение размера замыкающего звена в. Предельные отклонения размеров замыкающего звена г. Определяем допуск размера замыкающего звена по формулам д. Проверяем правильность выполненного расчета по формуле

Так как полученная величина равна нулю, то следует, что расчет выполнен правильно.

е. Предельные отклонения, полученные расчетом, проставляются на чертеже узла.

Таблица полученных значений

Обозначение звена А i	Значение звена Аi, мм	Переда-точное отно-шение о i	Единица допуска	Квали-тет	Допуск IT, мкм	Предельные отклонения, мкм
						ES	EI
A1			2.17			+140
A2		— 1	1.56				— 160
A3		— 1	1.86				— 300
A4		— 1	0.73			— 30	— 105
A5		— 1	0.9			+25	+10
A		;	0.55	;		+695	+5

Ю. Е. Кирилюк, В. И. Справочник, Мягков В. Д.

4. Методичка по «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» .

ГОСТ 14 812–69

Якушев А. И.