РефератыПромышленность, производствоРаРасчет и выбор посадок для различных соединений

Расчет и выбор посадок для различных соединений

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РФ


ОРЛОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ


Кафедра «Приборостроение, метрология и сертификация»


КУРСОВАЯ РАБОТА


по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»


Выполнил: студент Филимонов С. В.


группа 22-Т(у)


Специальность: 120100 «Технология машиностроения»


Руководитель:


к.т.н., доцент Лисовская З.П.


Орел, 2005


Содержание


Введение


1. Анализ устройства и принципа действия сборочной единицы


2. Расчет и выбор посадок подшипников качения


3. Выбор посадок для типовых гладких цилиндрических соединений


4. Расчет размеров и выбор конструкций гладких предельных калибров


5. Выбор посадки шлицевого соединения


6. Определение точностных характеристик резьбового соединения


7. Определение точностных характеристик зубчатого зацепления


8. Расчет размерной цепи


Список использованных источников


Введение


Состояние высокоразвитых государств обусловлено в основном уровнем их научно-технического прогресса, важнейшей целью которого является выпуск высококачественной продукции в необходимом количестве, с наименьшими затратами и в кратчайшие сроки. Первоочередной задачей для разрешения стала проблема повышения качества и конкурентоспособности различных изделий и услуг. Метрология, стандартизация и сертификация являются инструментами обеспечения качества продукции, работ и услуг. По стандартам изготавливают огромное количество изделий на специализированных предприятиях, что снижает их стоимость и увеличивает качество изготовления. Стандарты на процессы, услуги, документы содержат те правила и нормы, которые должны знать и выполнять и специалисты промышленности, и специалисты торговли.


Для обеспечения конкурентоспособности поставщик должен подкрепить выпуск товара сертификатом на систему качества. При этом наибольшее доверие у потребителей вызывает сертификат на систему качества. Для надежного функционирования системы качества персонал предприятия, а в частности отдел технического контроля, должен знать и грамотно применять правила метрологии, стандартизации и сертификации. Соблюдение правил метрологии на различных этапах изготовления продукции позволяет свести к минимуму потери от недостоверных результатов измерений. Известно, что основной задачей конструктора является создание новых и модернизация существующих машин и приборов, изготовление чертежей и др. технической документации, обеспечивая её высокий технический уровень, качество, технологичность и экономичность изделия. Решение этой задачи в значительной степени связано с правильным нормированием точности изготовления изделий. Сюда относится правильный выбор размеров, назначение допусков размеров, формы и расположения поверхностей, нормирование шероховатости, зазоров и натягов.


Целью курсовой работы является расчет и выбор посадок для различных соединений, исходя из назначения соединения, назначения сборочной единицы и условий работы.


1. Анализ устройства и принципа действия сборочной единицы


Заданная сборочная единица предназначена для передачи крутящего момента. Крутящий момент с зубчатых колес 7 и 12 передается при помощи шлицевого соединения на вал 4.


Вал 4 опирается на втулки 2 и 9, которые в свою очередь по наружным диаметрам находятся в корпусе 1 и крышке 8 и имеет тепловой зазор для компенсации теплового удлинения вала 1. Для предотвращения сближения втулки 2, между ней и зубчатым колесом 7 устанавливают распорную втулку. С целью уменьшения трения, свободную полость внутри корпуса заполняют смазывающим веществом. Благодаря шпоночному соединению вала 4 и муфты 5 крутящий момент передается на другие детали и узлы механизма.


Зубчатое колесо 7 должно сопрягаться с валом 4 по переходной посадке с целью облегчения легкости монтажа и возможного демонтажа во время ремонта и одновременно для обеспечения хорошей центрации зубчатого колеса 7 и вала 4. Для сохранения посадки контактирующие поверхности вала 4 и колеса 7 подвергаются шлифованию.


Зубчатое колесо 12 должно сопрягаться зубчатым колесом 7 по посадке с натягом с целью от передачи крутящего момента и предотвращения его проворачивания.


Втулки 2 и 9 сопрягаются с валом 4 по посадке с зазором В корпусе 1 и крышке 8 втулки размещаются по посадке c натягом с целью предотвращения проворачивания и износа корпуса и. Поверхности, сопрягаемые с втулками необходимо подвергнуть шлифованию с целью уменьшения гребешков микронеровностей, которые при работе могут сминаться и повлечь увеличение зазора, что недопустимо для правильной работы механизма. К поверхностям вала 4, корпуса 1 и крышки 8 в местах сопряженных с подшипником предъявляются высокие требования к соосности, круглости и профиля продольного сечения.


Болты 14 М12х1,25 предназначены для притяжки крышек к корпусу. Мелкая резьба у них выполнена для избежания самопроизвольного раскручивания и для более сильной притяжки.


В сборке отдельные детали связаны друг с другом, поэтому отклонение размеров формы и расположения осей или поверхностей одной какой-либо из деталей вызывает отклонения размеров или формы в сборочной единице. Суммируясь, они оказывают влияние на качественные характеристики.


2. Выбор посадок для типовых гладких цилиндрических соединений


Определяются точностные характеристики сопрягаемых деталей и сопряжений.


Исходя из назначения и условий работы цилиндрических соединений выбираются посадки:


Посадка с зазором.


D1 = Æ50мм


ES = + 0,03 es= –0,025


EI = 0 ei = –0,064


TD = 0,03 Td = 0,039


Smin = EI – es =0–(–0,025)= 0,025 мм.


Smax = ES – ei = 0,03–(– 0,064)= 0,094 мм.


TS = Smax - Smin = 0,094 – 0,025 = 0,069 мм.


Посадка с натягом


D3 = Æ60 мм


ES = +0,03 es = +0,060


EI = 0 ei = +0,041


TD = 0,03 Td = 0,019


Nmin = ei– ES= 0,041– 0,02= 0,021мм.


Nmax = es– EI = 0,060 – 0 = 0,060 мм.


TN = Nmax– Nmin =0,060 – 0,021 = 0,039 мм.


Результаты вычислений выносятся в таблицу:


Таблица 2.1




























Обозначение


соединения


Вид посадки Точностные характеристики, мм
Smax Smin TS
Æ50 С зазором 0,094 0,025 0,069

Обозначение


соединения


Вид посадки Точностные характеристики, мм
Nmin Nmax TN
Æ60 С натягом 0,021 0,060 0,039



Рисунок 2.1 - Схема расположения полей допусков посадки с
зазором


D1=Æ50мм




Рисунок 2.2 - Схема расположения полей допусков
переходной посадки


D
3 =
Æ
60

мм


3. Расчет размеров и выбор конструкций гладких предельных калибров


Находятся размеры контролируемых деталей с учетом известных полей допусков и предельных отклонений.


Для калибра-пробки:


Æ60Н7мм


Dmax => НЕ Dmax= 60,03 мм


Dmin => ПР Dmin=60 мм


Для калибра-скобы:


Æ60r6мм


dmax => НЕ dmax= 60,060 мм


dmin => ПР dmin= 60,041 мм


3.2. Рассчитываются исполнительные размеры калибров.


Для калибра-пробки:


z=4мкм; H=5 мкм; y =3 мкм [1], таблица.Д.1


ПРнов.min = Dmin + z– H/2 = 60+0,004-0,0025= 60,0015 мм


ПРнов.max = Dmin + z + H/2 = 60+0,004+0,0025= 60,0065 мм


ПРизн = Dmin – y = 60 – 0,003 = 59.997 мм


ПРисп = ПРнов.max –Н = 60,0065-0,005 мм


НЕmin = Dmax–H/2 = 60,003-0,0025=60,0005 мм


НЕmax =Dmax+H/2 = 60,003+0,0025=60,0055 мм


НЕисп = НЕmax –H = 60,0055 -0,005 мм


Для калибра-скобы:z1=0,004H1/2 =0,0025 Н1=0,005 y1 =0,003


z1 = 4 мкм; H1 = 5 мкм; y1 = 3 мкм [1], табл.Д.1


ПРнов.min = dmax– z1 - H1/2 = 60,060 –0,004 – 0,0015= 60,0545 мм


ПРнов.max= dmax– z1 + H1/2 = 60,060 – 0,004 + 0,0015= 60,0575 мм


ПРизн = dmax+ y1 = 60,060 + 0,003 = 60,063 мм


ПРисп = ПРнов.max +H1=60,0575 +0,005 мм


НЕmin = dmin - H1/2 = 60,041 –0,0025 = 60,0385 мм


НЕmax = dmin + H1/2 = 60,041 +0,0025 = 60,0435 мм


НЕисп = НЕmin+H1 = 60,0385 +0,005 мм


подшипник соединение посадка




Рисунок 3.1 -
Схема расположения полей допусков калибра-пробки
Æ
60Н7мм




Рисунок 3.2 - Схема расположения полей допусков калибра-скобы
Æ
60
r
6

мм


4.
Расчет и выбор посадок подшипников качения


Определяются номинальные размеры конструктивных элементов заданного подшипника и вид нагружения колец подшипника.


Исходные данные:


Диаметр внутреннего кольца d = 40 мм


Диаметр наружного кольца D = 90 мм


Ширина кольца B = 23 мм


Ширина фаски кольца r = 2,5 мм


Радиальная реакция опоры R = 4,5 кН


Перегрузка 180%


Вид нагружения колец подшипника:


внутреннее кольцо – циркуляционные нагружения [1], таблица Е.1


внешнее кольцо – местные нагружения [1], таблица Е.1


Выбираются поля допусков колец подшипника.


Определяются предельные отклонения колец подшипников.


Подшипник 0 класса точности.


Диаметра отверстия внутреннего кольца: Æ40L0(-0,012) мм [3] страница 806 таблица 4.72


Диаметра наружного кольца: Æ90l0(-0,015) мм [3] страница 808 таблица. 4.73


Выбор поля допуска вала, сопряженного с подшипником


Рассчитывается значение интенсивности радиальной нагрузки Pr:


Pr===450 Кн/м


где R – радиальная реакция опоры на подшипник; R=4,5 Кн


b – рабочая ширина посадочного места, м; b=B-2r=0,023-20,0025=0,018


r – ширина фаски кольца подшипника; 0,0021 м


k1 – динамический коэффициент посадки; k1=1,8, так как перегрузка более 150%


k2 – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга; k2=1


k3 – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки Pr; k3=1


По найденному значению Pr находится поле допуска вала – k6 [1], таблица Е.4


es = +0,018 dmax = 40,018


ei = +0,002 dmin = 40,002


Td = 0,016


Выбор поля допуска отверстия корпуса под подшипник.


В зависимости от нагрузки кольца выбирается поле допуска – H7 [1], таблица E.2


ES = +0,034


Dmax = 90,034


EI = 0


Dmin = 90


TD = 0,034


Определяются точностные характеристики сопряжений.


Вал – внутреннее кольцо подшипника


Nmax = 0,018+0,012=0,030мм


Nmin = 0,002+0=0,002 мм


TN = Nmax– Nmin= 0,040– 0,002=0,038 мм


Во избежание разрыва кольца максимальный натяг посадки Nmax не должен превышать значения натяга, допускаемого прочностью кольца подшипника Nдоп. Поэтому проверяется условие: NmaxNдоп


Nдоп===0,049 мм


где [] – допустимое напряжение на растяжение; []=70 Н/м2


k – коэффициент, принимаемый для подшипников средней серии равным 2,3


NmaxNдоп; 0,0300,049 – условие выполняется


Отверстие корпуса – наружное кольцо подшипника


Smin = 0–0 = 0мм


Smax= 0,034– (– 0,015)= 0,049 мм


ТS = Smin+Smax = 0+0,049=0,049 мм


Полученные данные вносятся в таблицы:


Таблица 4.1 Точностные характеристики


соединения вал – внутреннее кольцо


















Обозначение


соединения


Вид посадки Точностные характеристики, мм
Nmin Nmax TN
Æ40 С натягом 0,002 0,030 0,016 0,028

Таблица 4.2 Точностные характеристики соединения отверстие в корпусе – наружное кольцо


















Обозначение


соединения


Вид посадки Точностные характеристики, мм
Smin Smax TS
Æ90 Без гарантирова-нного зазора 0 0,049 0,0245 0,049



Рисунок 4.1- Схема поля допуска соединения вал – внутреннее кольцо
Æ
40




Рисунок 4.2- Схема поля допуска соединения корпус – наружное кольцо
Æ
90


5. Выбор посадки шлицевого соединения


b = 8 мм


Z= 8


D = 60 мм


d = 52 мм


Устанавливается способ центрирования шлицевого соединения– по внешнему диаметру D.


Выбираются посадки в зависимости от способа центрирования:


d=52мм; [3], страница 782 таблица 4.58.


D=60мм; b=10мм [1], таблица Ж1-Ж4


Определяются точностные характеристики элементов шлицевого соединения и заносятся в таблицу:


Таблица 5 - Точностные характеристики элементов шлицевого соединения




































































































Наименование параметра Номинальный размер, мм Поле допуска Значение допуска, мм Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм
EI, ei ES, es min max
Точностные характеристики параметров шлицевого профиля вала
ширина зуба 10 f8 0,022 -0.035 -0.013 9,965 9,987
наружный диаметр 60 Js6 0.019 -0,0095 +0,0095 59,9905 60,0095
внутренний диаметр 52 3,3 -3,3 0 52 48,7
Точностные характеристики параметров шлицевого профиля втулки
Ширина шлицевого паза 10 F8 0.020 +0.035 +0.013 10.035 10,013
наружный диаметр 60 H7 0.030 0 +0.030 60 60,030
внутренний диаметр 52 H11 0.190 0 +0.190 52 52,190

Обозначение


соединения


Вид посадки Точностные характеристики, мм

Nmax


(Smax)


Nmin


(Smin)


Nср


(Scр)


TS,N
Ø52 Без гарантированного зазора 3,49 0 1,745 3,490
Ø60 Переходная

Nmax=0,0095


Smax=0,0395


Nср=0,00475


Scр=0,01975


0,049
10 С зазором 0,07 0,026 0,022 0,044



Рисунок 5.1


6. Определение точностных характеристик резьбового соединения


Исходные данные:


Резьба М12х1,25


Определяется обозначение длины свинчивания резьбы.


2,24×Рd0.2 = 2,24×1,25×120,2=4,6<12 мм


6,7×Рd0.2=6,7×1,25×120,2= 13,76>12 мм


Следовательно, обозначение длины свинчивания – N(нормальная)


Определяются номинальные значения среднего и внутреннего диаметров резьбы болта и отверстия в корпусе (гайки).


Средний диаметр d2, D2 = d – 1 + 0,188 = 12 – 1 + 0,188 = 11,188 мм


Внутренний диаметр d1, D1 = d – 2 + 0,647 = 10,647мм


Выбор полей допусков резьбового соединения М12х1,25-


Определяются предельные отклонения и предельные размеры [3] таблица4.17


6.4.1. Для болта:


еsd2 = -0,028мм


еid2 = -0,160мм


еsd = -0,028 мм


еid = -0,160 мм


еsd1 = -0,028 мм


еid1 = - не нормируется


Диаметр резьбы болта


Средний d2 = 11,188


Наружный d = 12


Внутренний d1 = 10,647


Предельные размеры диаметров резьбы болта:


d2max = d2 + еsd2 =11,188-0.028=11,16 мм


d2min = d2 + еid2=11,188-0.240=10,948 мм


Td2 = еsd =еsd2-еid2=-0,028-(-0,160)=0,132 мм


dmax = d + еsd =12-0,028=11,972 мм


dmin = d + еid =12-0,160=11,84 мм


Td = еsd -еid =-0,028-(-0,160)=0,132 мм


d1max = d1+ еsd1 =11,647-0,028=10,619 мм


d1min – не нормируется


Td1– не нормируется


Для гайки:


ESD – не нормируется


EID = 0


ESD2 = +0,224мм


EID2 = 0


ESD1 = +0,335мм


EID1 = 0


Диаметр резьбы гайки


Средний D2 = 11,188+0,224


Внутренний D1 = 10,647+0,335


Наружный D = 12


Предельные размеры диаметров резьбы гайки


D2max = D2 + ESD2= 11,188+0,224=11,412 мм


D2min = D2 + EID2 =11,188+0=11,188 мм


TD2 = ESD2- EID2 =0,224-0= 0,224 мм


Dmax –не нормируется


Dmin = D + EID=12+0=12 мм


TD –не нормируется


D1max = D1+ ESD1=10,647+0,335=10,982 мм


D1min = D1+ EID1 =10,647+0 =10,647 мм


TD1 = ESD1- EID1 =0,335-0 =0,335мм


Максимальный зазор Smax = D2max – d2min = 11,412–10,948 = 0,464 мм


Минимальный зазор Smin = D2min – d2max = 11,188 – 11,16 = 0,028 мм


Средний зазор Sср = (Smax+ Smin)/2 = (0,464 +0,028)/2 = 0,246 мм


Допуск посадки TS = TD2 + Td2 = 0,224 + 0,132 = 0,356 мм


Таблица 6.1 Точностные характеристики


резьбового соединения М12х1-


















Обозначение соединения Вид посадки Точностные характеристики, мм
Smax Smin Scp TS
М12х1,25- С зазором 0,464 0,028 0,246 0,356

Таблица 6.2 Точностные характеристики резьбовых деталей





/>




























































Обозначение


деталей


Номинальный размер Поле допуска Величина допуска, мм Предельные отклонения, мм Предельные размеры, мм
ES (es)

EI


(ei)


Dmax (dmax) Dmin (dmin)
d 12 6g 0,132 -0,028 -0,160 11,972 11,84
d2 11,188 0,132 -0,028 -0,160 11,16 11,028
d1 10,647 - - -0,028 10,619 -
D 12 - - - 0 - 12
D2 11,188 0,224 0,224 0 11,412 11,188
D1 10,647 0,335 0,335 0 10,982 10,647



Рисунок 6.1-Схема расположения полей допусков


резьбового соединения М12х1,25-


7. Определение точностных характеристик зубчатого зацепления


Выбирается степень точности зубчатого колеса.


Исходные данные:


Модуль m = 3 мм;


Число зубьев z = 52;


Межосевое расстояние a = 130 мм;


Окружная скоростьV = 2,5 м/с;


Рабочая температура корпуса t1 = 80°С;


Рабочая температура колеса t2 = 30°С.


Материал корпуса – чугун; колеса – чугун.


Для заданного зубчатого колеса в зависимости от условий его работы принимается 8-я степень точности (средней точности). [3], таблица.5.12


Расчет необходимого гарантированного зазора по неработающим профилям зубьев, выбор вида сопряжения и вид допуска бокового зазора


Рассчитывается гарантированный боковой зазор


jmin³jn1 + jn2,


где jn1 – боковой зазор, соответствующий температурной компенсации


jn1=a×[ap1×(t1-20°) - ap2×(t2-20°)]×2×sin a,


где а – межосевое расстояние, мм


ap1,ap2 – коэффициенты линейного расширения материалов соответственно зубчатых колес и корпуса,


ap1=11±110-6 °С-1; ,ap2 =11±110-6 °С-1 [1], таблица К.1


t1, t2 – предельные температуры соответственно колес и корпуса


a - угол профиля зубчатого колеса, a = 20° [3], страница 873


jn1=130[11×10 -6×(80-20)-11×10-6×(30-20)]×2×sin20°=0,049 мм =49 мкм


jn2 – величина бокового зазора, необходимая для размещения слоя смазки


jn2 = kc×mn,


где mn – модуль зубчатого колеса, мм;


kc – коэффициент, зависящий от окружной скорости колеса [1], таблица К.2


jn2 = 12×3 = 36 мкм


jmin = 49 + 36 = 85 мкм


Выбирается вид сопряжения из условия, что jnmint³jnmin[1], таблица К.3


Вид сопряжения – «С» (jnmint = 85 мкм)


Вид бокового зазора – «С»


Класс отклонений межосевого расстояния – IV


Отклонения межосевого расстояния fa = ±50 мкм


Назначается комплекс контролируемых параметров колеса.


Комплекс контроля параметров колеса №2 [1], таблица К.4. Нормы точности:


Кинематической Fр – допуск на накопленную погрешность шага


Fр=80 мкм [3], таблица 5.8


Плавности fpt – предельное отклонение шага


fpt=±24 мкм [3], таблица 5.9


Контакта – пятно контакта


суммарное пятно контакта:


по высоте, не менее – 40%


по длине, не менее – 50% [3], таблица 5.10


Боковых зазоров Ане и Тн


Ане – наименьшее дополнительное смещение исходного контура для зубчатого колеса с внешними зубьями; Ане=120 мкм [3], таблица 5.17


Тн – допуск на смещение исходного контура; Тн=80 мкм [3], таблица 5.18


Awe – наименьшее отклонение средней длины общей нормали;


Awme=80 мкм Слагаемое 1 [2], таблица 5.19


Awme= 17 мкм Слагаемое 2 [2], таблица 5.19


Awme=80+17=97 мкм


Twm – допуск на среднюю длину общей нормали; Twm=75 мкм [3], таблица 5.20


Ace – наименьшее отклонение толщины зуба; Ace=85 мкм [3], таблица 5.21


Тс – допуск на толщину зуба; Тс=110 мкм [3], таблица 5.22


Назначаются средства контроля принятых показателей.


Таблица 7 – Средства измерения цилиндрических зубчатых колес
























Измеряемый элемент Средства измерения
специальные универсальные
Радиальное биение зубчатого венца Биениемеры Плита с центрами, ролики и рычажно-чувствительный прибор
Основной шаг (шаг зацепления) Шагомеры для основного шага Штангенциркуль, микрометрический нормалемер
Суммарное пятно контакта Контрольно-обкатные станки Контрольные приспособления в рабочем корпусе
Толщина зубьев Зубомеры Два ролика и микрометр, штангенциркуль

8. Выбор универсальных средств измерения размеров деталей


Для отверстия Æ50Н8 допускаемая погрешность измерения d=7 мкм [1] табл. Л1


Исходя из условия Dlim<d,


где Dlim - основная погрешность средства измерения, выбирается нутромер с головкой 2ИГ ГОСТ 9244. Его метрологические характеристики приведены в таблице 8.1.


Таблица 8.1 - Метрологические характеристики нутромера с головкой 2ИГ ГОСТ 9244














Прибор Тип (модель)

Диапазон измерения,


мм


Цена деления (отсчет по нониусу),


мм


Пределы допускаемой погрешности,


мм


Нутромер мод.109 ГОСТ 9244 109 18-50 0,002 ±0,0035

Для вала Æ50f8 допускаемая погрешность измерения d=5 мкм [1] табл. Л1


Исходя из условия Dlim<d,


где Dlim - основная погрешность средства измерения, выбирается гладкий микрометр ГОСТ 6507. Его метрологические характеристики приведены в таблице 8.2.


Таблица 8.2- Метрологические характеристики микрометра ГОСТ 6507














Прибор Тип (модель)

Диапазон измерения,


мм


Цена деления (отсчет по нониусу),


мм


Пределы допускаемой погрешности,


мм


Микрометр


МК-50-1


ГОСТ 6507


МК 25-50 0,01 ±0,0025

9. Расчет размерной цепи


Расчет размерной цепи методом, обеспечивающим полную взаимозаменяемость


Исходные данные


AD = 3мм


A1 = ? мм


A2 = 30 мм


A3 = 8 мм


A4 = 12 мм


A5 = 70 мм


A6 = 22 мм


A7 = 8 мм




Рисунок 8.1-Схема размерной цепи


А1 = А3 + А4+ А5+ А6 + А7 + АD- А2


А1 = 8+12+70+22+8+3-30=93 мм


Увеличивающие звенья – A1, A2,


Уменьшающиезвенья – A3, A4.A5, A6, A7.


Проверяется выполнимость условия


3= (93+30)-(8+12+70+22+8)


3=3 – условие выполняется


Определяется среднее количество единиц допуска (коэффициент точности)



где ТAD - допуск замыкающего звена, мкм, ТAD=800 мкм;


- суммарный допуск стандартных изделий, входящих в состав размерной цепи


= 0


i – значение единицы допуска каждого составляющего звена, мкм,


i = 2,17+1,31+0,09+1,08+1,86+1,31+0,9=9,53 мкм [3] таблица М.2



Определяется квалитет составляющих звеньев по найденному значению аср., исходя из условия аст£аср.


A1 =93 ; аст=100 (11 квалитет)


A2 = 30; аст=100 (11 квалитет)


A3=8; аст=64 (10 квалитет)


A4=12; аст=64 (10 квалитет)


A5 =70; аст=64 (10 квалитет)


A6 =22; аст=64 (10 квалитет)


A7 =8; аст=64 (10 квалитет)


Определяются допуски составляющих звеньев ТAi по выбранному квалитету точности и номинальным размерам соответствующих звеньев Ai, используя данные [1] таблицы М.2


A1 =93 ; Т A1= 220мкм


A2 = 30; Т A2=130 мкм


A3=8; Т A3=58 мкм


A4=12; ТA4=70 мкм


A5 =70; ТA5 =120 мкм


A6 =22; ТA6 =84 мкм


A7 =8; ТA7 =50 мкм


Производится проверка равенства



800 ¹220+130+58+70+120+84+58= 740 мкм


Определяется погрешность: , что допустимо.


Получены предельные отклонения звеньев:


A1 =93±IT11/2(±0,11)


A2 = 30± IT11/2(±0,065)


A3=8 h10 (-0,058)


A4=12 h10 (-0,07)


A5 =70 h10 (-0,12)


A6 =22 h10 (-0,084)


A7 =8 h10 (-0,058)


Проверяется правильность назначенных отклонений составляющих звеньев:



0,28 ³ (0,11+0,065) - (-0,058-0,07-0,12-0,084-0,058) = 0,565 мкм



-0,52 £ (0,11+0,065) - (0+0+0+0+0)=0,175 мкм


В качестве увязочного звена выбираем ступенчатый размер А1.






Получены предельные отклонения звена:


A1 =93b11()


Производится проверка равенства:



800 ¹220+130+58+70+120+84+58= 740 мкм


Проверяется правильность назначенных отклонений составляющих звеньев:



0,28 ³(0,220+0,065) - (-0,058-0,07-0,12-0,084-0,058) = 0,235 мкм



-0,52 £(-0,440-0,065) - (0+0+0+0+0)=-0,505 мкм



800 ³ 220+130+58+70+120+84+58= 740 мкм


Таблица 9.1 Расчетные данные размерной цепи






















































































Номинальный размер с обозначением, мм Квалитет Поле допуска Разновидность составляющего звена Предельное отклонение, мкм Предельные размеры, мм
Es Ei max min
AD = 3 - - Замыкающее 0 -0,52 3 2,48
A1 = 93 11 b11 Увеличивающее -0,220 -0,440 92,78 92,56
A2 = 30 11 Js11 Увеличивающее +0,065 -0,065 30,065 29,935
A3 = 8 10 h10 Уменьшающее 0 -0,058 8 7,942
A4 = 12 10 h10 Уменьшающее 0 -0,07 12 11,93
A5 = 70 10 h10 Уменьшающее 0 -0,12 70 69,88
A6 = 22 10 h10 Уменьшающее 0 -0,084 22 21,916
A7 = 8 10 h10 Уменьшающее 0 -0,05 8 7,95

Расчет размерной цепи теоретико-вероятностным методом


Исходные данные


AD = 3мм


A1 = 93 мм


A2 = 30 мм


A3 = 8 мм


A4 = 12 мм


A5 = 70 мм


A6 = 22 мм


A7 = 8 мм




Рисунок 9.2-Схема размерной цепи


Увеличивающие звенья – A1, A2,


Уменьшающиезвенья – A3, A4.A5, A6, A7.


Определяется среднее количество единиц допуска:


,


где t =3 – коэффициент принятого процента риска замыкающего звена


l =1/3 - коэффициент относительного рассеяния



Определяется квалитет составляющих звеньев по найденному значению аср., исходя из условия аст£аср.


A1 =93 ; аст=250 (13 квалитет)


A2 = 30; аст=250 (13 квалитет)


A3=8; аст=160 (12 квалитет)


A4=12; аст=160 (12 квалитет)


A5 =70; аст=160 (12квалитет)


A6 =22; аст=160 (12 квалитет)


A7 =8; аст=160 (12 квалитет)


Определяются допуски составляющих звеньев ТAi по выбранному квалитету точности и номинальным размерам соответствующих звеньев Ai, используя данные [1] таблицы М.2


A1 =93 ; Т A1= 540мкм


A2 = 30; Т A2=330 мкм


A3=8; Т A3=150 мкм


A4=12; ТA4=180 мкм


A5 =70; ТA5 =300 мкм


A6 =22; ТA6 =180 мкм


A7 =8; ТA7 =150 мкм


Производится проверка равенства


= 774,79 ¹800


Определяется погрешность: , что допустимо.


Получены предельные отклонения звеньев:


A1 =93±js11(±0,270)


A2 = 30 ±js11 (±0,165)


A3=8 h10 (-0,150)


A4=12 h10 (-0,180)


A5 =70 h10 (-0,300)


A6 =22 h10 (-0,180)


A7 =8 h10 (-0,150)


Проведем проверку правильности решения задачи



800 ³= 774,79 ¹800


;


где



0,28 ³ ((0,27+0,165) - (0+0+0+0+0)) + 0,5×0,025 =0,4835



-0,52 £ ((-0,27-0,165) - (-0,15-0,180-0,3-0,18-0,15)) - 0,5×0,025 = 0,5125


В качестве увязочного звена выбираем ступенчатый размер А1.






Получены предельные отклонения звена:


A1 =93b13()


Проведем проверку правильности решения задачи



800 ³= 774,79 ¹800


Проверяется правильность назначенных отклонений составляющих звеньев:


;


где



0,28 ³ ((-0,22+0,165) - (0+0+0+0+0)) + 0,5×0,025 =0,4835



-0,52 £ ((-0,75-0,165) - (-0,15-0,180-0,3-0,18-0,15)) - 0,5×0,025 = 0,0325


Таблица 9.2 Расчетные данные размерной цепи






















































































Номинальный размер с обозначением, мм Квалитет Поле допуска Разновидность составляющего звена Предельное отклонение, мкм Предельные размеры, мм
Es Ei max min
AD = 3 - - Замыкающее 0 -0,52 3 2,48
A1 = 93 16 b13 Увеличивающее +0,22 -0,76 93,22 92,24
A2 = 30 16 Js13 Увеличивающее +0,165 -0,165 30,165 29,835
A3 = 8 15 h12 Уменьшающее 0 -0,150 8 7,85
A4 = 12 15 h12 Уменьшающее 0 -0,180 12 11,82
A5 = 70 16 h12 Уменьшающее 0 -0,3 70 69,7
A6 = 22 15 h12 Уменьшающее 0 -0,180 22 21,82
A7 = 8 15 h12 Уменьшающее 0 -0,150 8 7,85

Результаты расчета методами полной взаимозаменяемости и теоретико-вероятностным сведены в одну таблицу.


Таблица 9.3 Результаты расчета размерной цепи теоретико-вероятностным методом и методом полной взаимозаменяемости








































































































































Номин. размер, мм Квалитет Основное отклонение Разновидность составляющего звена Предельные отклонение, мкм Предельные размеры, мм
Теоретико-вероятностный метод Метод полной взаимозамен. Теоретико-вероятностный метод Метод полной взаимозамен. Теоретико-вероятностный метод Метод полной взаимозамен.
Es Ei Es Ei max min max min
AD=3-0,52 - - Замык 0 -0,52 0 -0,52 3 2,48 3 2,48
A1=93 13 11 b Увел +0,22 -0,76 -0,220 -0,440 93,22 92,24 92,78 92,56
A2=30 13 11 Js Увел +0,165 -0,165 +0,065 -0,065 30,165 29,835 30,065 29,935
A3=8 12 10 h Уменьш 0 -0,150 0 -0,058 8 7,85 8 7,942
A4=12 12 10 h Уменьш 0 -0,180 0 -0,07 12 11,82 12 11,93
A5=70 12 10 h Уменьш 0 -0,3 0 -0,12 70 69,7 70 69,88
A6=22 12 10 h Уменьш 0 -0,180 0 -0,084 22 21,82 22 21,916
A7=8 12 10 h Уменьш 0 -0,150 0 -0,05 8 7,85 8 7,95

Сравнительный анализ методов расчета. В результате проведения расчета размерной цепи двумя методами выяснили, что при теоретико-вероятностном методе получаем менее точные размеры деталей (12-13 квалитеты), а при методе полной взаимозаменяемости – более точные (10-11 квалитеты). При этом точность размерной цепи не меняется. Следовательно, теоретико-вероятностный метод наиболее целесообразен для применения, т.к. при одинаковой точности расчёта он даёт менее жесткие требования к изготовлению детали, что повышает экономичность производства.


Список использованных источников


1. Лисовская З.П. Нормирование точностных параметров типовых соединений деталей приборов и машин (в курсовом и дипломном проектировании): Учебное пособие / З.П. Лисовская, В.Н. Есипов. – Орел: ОрелГТУ, 2002. – 122 с


2. Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. Ч.1 / Под ред. В.Д. Мягкова. – 5-е изд., перераб. и доп. – Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние , 1979 – 544 с.: ил.


3. Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. Ч.2 / Под ред. В.Д. Мягкова. – 5-е изд., перераб. и доп. – Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние , 1979 – с. 545 – 1032: ил.


4. Марков Н.Н., Ганевский Г.М. Конструкция, расчет и эксплуатация измерительных инструментов и приборов. – М.: Машиностроение, 1981. – 367 с., ил.

Сохранить в соц. сетях:
Обсуждение:
comments powered by Disqus

Название реферата: Расчет и выбор посадок для различных соединений

Слов:4333
Символов:46327
Размер:90.48 Кб.