курсач Трусов (В39;40) передел картинки
.doc
Министерство сельского хозяйства РФ
ФГБОУ ВПО
«Ярославская государственная сельскохозяйственная академия»
Инженерный факультет
Кафедра «Технический сервис»
Взаимозаменяемость деталей и размерные цепи
Курсовая работа
по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»
Разработал: студент гр. И-32
Трусов А.А
«_____» _____________ 2011 г.
Проверил: ассистент
Вашурина М.А.
«_____» _____________ 2011 г.
Ярославль, 2011
Содержание
-
Введение………………………………………………………………….3
-
Задание 1 Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений……………………………………………………………….4-7
-
Задание 2 Расчет количества групп деталей для селективной сборки соединения требуемой точности…………………………………..........8-11
-
Задание 3 Расчет и выбор полей допусков для деталей, сопрягаемых с подшипниками качения…………………………………………………12-15
-
Задание 4 Выбор допусков и посадок шпоночных соединений……...16-18
-
Задание 5 Допуски и посадки шлицевых соединений………………...19-21
-
Задание 6 Расчет допусков размеров, входящих в заданную размерную цепь………………………………………………………………………..22-25
-
Заключение……………………………………………………………….26
-
Литература………………………………………………………………..27
-
Приложение………………………………………………………………28-30
Введение
Современное производство машин и оборудования, приборов, их эксплуатация и ремонт основываются на использовании принципа взаимозаменяемости деталей, сборочных единиц и агрегатов.
Взаимозаменяемость – это свойство деталей, сборочных единиц и агрегатов занимать свои места в машине без каких либо дополнительных операций в соответствии с заданными техническими условиями.
Следовательно, эти детали, сборочные единицы и агрегаты должны соответствовать каким-то правилам, нормам, т.е. быть стандартизированы.
Внедрение систем общетехнических стандартов (ЕСКД, ЕСТП, ЕСТПП, ЕСДП и др.) и контроль за соблюдением требований стандартов в производстве – важнейший рычаг повышения качества продукции.
Эксплутационные показатели механизмов и машин (долговечность, надежность, точность и т.д.) в значительной мере зависят от правильности выбора посадок, допусков формы и расположения, шероховатости поверхностей у отдельных деталей.
В собранном изделии детали связаны друг с другом и отклонения размеров, формы и расположения осей или поверхностей одной из деталей вызывают отклонения у других. Эти отклонения, суммируясь, приводят к повышенному и неравномерному изнашиванию деталей, снижает точность работы подвижных соединений, вызывают интенсивный износ, очаги задиров, неравномерное распределение напряжений в неподвижных сопряжениях.
Взаимозаменяемость деталей, сборочных единиц и агрегатов основывается на Единой Системе Допусков и Посадок (ЕСДП) по ГОСТ 25346-89.
Задание 1
Расчет и выбор посадок
для гладких цилиндрических соединений
Исходные данные
-
Номинальный размер: Ø140 мм.
-
Значения расчетных натягов: Np(max)=211 мкм, Np(min)=84 мкм.
-
Система полей допусков: сH.
Выполнение задания
-
Определяем допуск натяга:
TNр = Np(max) - Np(min) = 211-84 = 127 мкм,
Число единиц допуска по формуле:
аср. = ,
где TN – допуск натяга;
i – единица допуска для заданного размера (определяется по таблице X приложения);
-
Квалитет определяем по таблице XI приложения: IT6 – квалитет шестой.
-
Определяем допуск размера отверстия и вала по таблице I:
TD = Td = 63 мкм.
-
Определяем шероховатость деталей соединения по формуле:
RzD ≤ 0,125TD, Rzd≤ 0,125Td
RZD = Rzd = 0,125 ∙ 64 = 8 мкм.
Предельные технологические натяги:
NT(max) = Np(max) + 1,4(RzD + Rzd);
NT(min) = Np(min) + 1,4(Rzd + Rzd),
где Nр(max) ,Nр(min) – расчетные предельные натяги;
RzD – величина шероховатости отверстия;
Rzd – величина шероховатости вала.
NT(max) = 211 + 1,4(8 + 8) = 233,4 мкм
NT(min) = 83 + 1,4(8 + 8) = 105,4 мкм.
5 Определяем квалитеты отверстия и вала по таблице приложения I, соблюдая условие:
TD + Td ≤ TN;
отверстие – шестой квалитет TD = 63 мкм;
вал – пятый квалитет Td = 63 мкм;
сумма допусков TD + Td = 63+63 = 126 мкм.
Назначаем стандартную посадку:
По таблице приложения III выбираем основное отклонение по условиям:
в системе отверстия (cH):
;
ei ≥ 105,4 + 63;
ei ≥168,4.
Поскольку в задании система отверстия, отклонения вала должны быть положительными:
еi = +170 мкм;
что соответствует посадке «u»;
es = ei + Td = 170 + 63 =233 мкм.
Записываем выбранную посадку:
Ø140 .
Проверяем соблюдение условия:
Nc(min) ≥ NT(min); Nc(max) ≤ NT(max);
Nc(max) = dmax - Dmin = 140,233 – 140 = 0,233 мм; 0,233 ≤ 0,2334мм;
Nc(min) = dmin - Dmax = 140,170 – 140,063 = 0,107 мм; 0,107 ≥ 0,1054мм.
Условие соблюдается – посадка выбрана верно.
6 Уточняем шероховатость поверхности вала и отверстия:
Rzd = 0,125 · Td = 0,125 · 63 = 7,875 мкм;
RZD = 0,125 · TD = 0,125 · 63 = 7,875 мкм.
Выбираем стандартные значения Rzd и RZD по таблице 1.1:
Rzd = 6,3 мкм;
RZD = 6,3 мкм.
По таблице 1.2 назначаем завершающий технологический процесс, обеспечивающий требуемую точность и шероховатость:
Вал – наружное чистовое точение
Отверстие – тонкое растачивание на токарном станке.
7 Выбираем средства измерения для отверстия δ = 16 мкм (таблица IV приложения).
Соблюдая условие ±∆lim ≤ δ , по таблице V - индикатор типа МИГ с ценой деления 0,01 мм с предельной погрешностью ±∆lim = 10 мкм
Для вала - δ = 16 мкм - микрометр типа МК с предельной погрешностью
± ∆lim = 10 мкм.
Результаты выбора заносим в таблицу 1.
8 Строим схему полей допусков соединения, которая представлена на рисунке 1.
Рисунок 1 – Схема полей допусков соединения Ø140
9 Чертим эскизы соединения и его деталей, которые представлены на рисунке 1 приложения.
Таблица 1 – Выбор измерительных средств
Наименование детали, ее номинальный размер, поле допуска |
Величина допуска изделия IT, мм |
Допустимая погрешность измерения ±δ, мкм |
Предельные погрешности измерит. Средства Δlim мкм |
Наименование измерительных средств |
Концевые меры для настройки |
|
Разряд |
Класс |
|||||
Отверстие Ø140Н8 |
0,063 |
16 |
10 |
Индикатор типа МИГ с ценой деления 0,01 мм |
- |
- |
Вал Ø140u6 |
0,063 |
16 |
10 |
Микрометр рычажный типа МР с отсчетом 0,002 мм в стойке |
- |
- |
Задание 2
Расчет количества групп деталей для селективной сборки соединения требуемой точности
Исходные данные
1 Соединение технологическое, заданное номинальным размером и полями допусков деталей по возможностям изготовления: Ø140.
2 Точность соединения (эксплутационного), заданная групповым допуском посадки (зазора, натяга), требуемое по условиям функционирования соединения: TSЭКС. ГР. = 30 мкм.
Выполнение задания
-
Определим значения допусков, предельных размеров вала и отверстия по таблице I:
TD = Td = 100 мкм.
Система отверстия (cH):
TD = 100 мкм;
EI = 0 (выбираем по таблице II приложения );
ES = EI + TD = 0 + 100 = 100 мкм.
Система вала (ch):
Td = 100 мкм;
ei = +43 мкм (выбираем по таблице III приложения );
es = ei + Td = 43 + 100 = +143 мкм.
Посадка Ø140 .
Определим значения предельных технологических зазоров в заданном соединении:
ST(max) = Dmax - dmin = ES – ei = 100 – 43 = 57 мкм;
ST(min) = Dmin - dmax = EI – es = 0 – 143 = - 143 мкм
Определим допуск посадки (натяга):
TSтех = ST(max) + ST(mix) = 57 + 143 = 200 мкм.
3 Определим число групп вала и отверстия для обеспечения заданной точности соединения:
nГР = = = 6,6
где TNТЕХ – допуск посадки по возможностям изготовления;
TNЭКС. ГР. – групповой допуск посадки по требованиям эксплуатации.
Принимаем nГР = 7.
Групповой допуск вала и отверстия, т.к. номинальный размер и квалитет одинаковые, определяем по формуле:
TDГР = ; TdГР = ;
TD = Td = 100 мкм;
TDГР = TdГР = = 14.2 мкм.
4 Вычертим схему полей допусков соединения Ø140 , разделив поля допусков отверстия и вала на требуемое число групп и пронумеровав групповые поля допусков. Схема представлена на рисунке 2.
Рисунок 2 – Схема полей допусков соединения Ø140 , детали которого рассортированы на 10 размерных групп
5 Составим карту сортировщика, указав в ней предельные размеры валов и отверстий в каждой размерной группе.
Таблица 2 – Карта сортировщика
Номер размерной группы |
Размеры деталей, мм |
||
Отверстие |
Вал |
||
1 |
от |
140,0 |
140,043 |
до |
140,01 |
140,053 |
|
2 |
свыше |
140,01 |
140,053 |
до |
140,02 |
140,063 |
|
3 |
свыше |
140,03 |
140,063 |
до |
140,03 |
140,073 |
|
4 |
свыше |
140,04 |
140,073 |
до |
140,05 |
140,083 |
|
5 |
свыше |
140,05 |
140,083 |
до |
140,06 |
140,093 |
|
6 |
свыше |
140,06 |
140,193 |
до |
140,07 |
140,103 |
|
7 |
свыше |
140,07 |
140,103 |
до |
140,08 |
140,113 |
|
8 |
свыше |
140,08 |
140,113 |
до |
140,09 |
140,123 |
|
9 |
свыше |
140,09 |
140,123 |
до |
140,10 |
140,133 |
|
10 |
свыше |
140,10 |
140,133 |
до |
|
|
6 В настоящее время для селективной сборки, как правило, используют посадки, в которых допуски отверстия и вала равны. В таком случае в различных размерных группах одной и той же посадки соответствующие предельные зазоры или натяги будут иметь одинаковые значения, т.е.
Smax1 = Smaxi = Smaxn.
Групповые зазоры равны: Smaxi = 0,123 мм.
Задание 3
Расчет и выбор полей допусков для деталей, сопрягаемых с подшипниками качения
Исходные данные
1 Номер подшипника качения: 407
2 Значение радиальной нагрузки на опоре подшипника: R = 13,5 кН
3 Чертеж узла в котором используют подшипник качения: рисунок 15.
Выполнение задания
1 По таблице VI приложения методических указаний выбираем конструктивные размеры подшипника:
d = 35 мм, D = 100 мм, BK = 25 мм, r = 2,5 мм.
2 По чертежу узла с учетом условий его работы обоснуем характер нагрузки подшипника: перегрузка до 300%; сильные толчки и вибрации (статическая перегрузка); сильные удары и вибрации (динамическая).
3 Определим вид нагружения подшипника:
Внутреннее кольцо – циркуляционное нагружение;
Наружное кольцо – местное нагружение.
4 Посадку подшипников качения на вал и в корпус выбираем в зависимости от вида нагружения колец. При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки на валы и в корпусы выбираем по значению интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности, которую определим по формуле:
PR = ,
где R – радиальная нагрузка на подшипник;
K1 – динамический коэффициент посадки, учитывающий характер нагрузки, K1 = 1,8;
K2 – коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе, K2 = 1;
K3 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки (R) между рядами тел качения в двухрядных подшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки (A) на опору; для однорядных подшипников K3 = 1;
ВР – рабочая ширина посадочного места,
ВР = (ВК - 2∙r) nп,
где nп – количество подшипников на одной опоре;
r – радиус скругления кромок колец подшипника.
ВР = (25 - 2∙2,5)2 = 40 мм;
PR = Н/мм.
5 Выберем посадки подшипника на вал и в корпус при циркуляционном нагружении по таблице 3.2:
На вал: k6
В корпус: L0,
где L0 – поле допуска внутреннего кольца подшипника нулевого класса точности.
Условное обозначение соединения „внутреннее кольцо подшипника – вал”:
Ø35.
Выберем посадку под кольцо, имеющее местный вид нагружения, по таблице 3.1:
На вал: k6;
В корпус: l0,
где l0 – поле допуска наружного кольца подшипника нулевого класса точности.
Условное обозначение соединения „корпус – наружное кольцо подшипника”: Ø100.
6.Определим отклонения колец подшипников:
Для посадки Ø35:
ES = 0; EI = -12 мкм (находим по таблице VII);
еi = +2 мкм (по таблице III); Td = 16 мкм (по таблице I);
es = Td + еi = 16 + 2 = 18 мкм.
Определяем предельные натяги:
Nmax = es – EI = 0,018 – (- 0,012) = 0,030 мм;
Nmin = ei – ES = 0,002 – 0 = 0,002 мм.
Для посадки Ø100:
TD = 35 мкм (находим по таблице I); EI = 0 (по таблице II);
ES= TD + EI = 35 + 0 = 35 мкм;
es = 0; еi = - 15 мкм (по таблице VII).
Определяем предельные зазоры:
Smax = ES –ei = 0,035 – (-0,015) = 0,020 мм;
Smin = EI – es = 0 – 0 = 0.7
7,Для соединений „корпус-подшипник” и „подшипник-вал” построим схемы полей допусков. Схемы представлены на рисунке
Рисунок 3.2 – Схема полей допусков соединения
Рисунок 3 – Схемы полей допусков подшипникового соединения
8,Вычертим эскизы подшипникового узла и деталей, сопрягаемых с подшипником, указав на них посадки соединений и размеры деталей. Эскизы представлены на рисунке 2 приложения.
Задание 4
Выбор допусков и посадок шпоночных соединений
Исходные данные
1 Диаметр вала d мм: d = 24 мм.
2 Конструкция шпонки: сегментная.
3 Вид соединения: нормальное.
4 Условия работы: точное центрирование.
Выполнение задания
-
Выберем номинальные размеры шпоночного соединения с призматическими шпонками: для d = 24 мм: ширина призматической шпонки b = 6 мм, высота h = 9 мм, глубина паза на валу t1 = 6,5 мм, глубина паза во втулке t2 = 2,8 мм, пределы интервала длины шпонки l = 38 мм D = 22 мм
2 Выберем поля допусков деталей шпоночного соединения по ширине шпонки по таблице 4.1. При нормальном виде соединения на ширину шпонки выбираем поле допуска h9, на ширину паза вала – N9, на ширину паза втулки – Js9 (в сопряжениях „шпонка – паз вала и паз втулки”).
3 Выберем поля допусков шпоночного соединения по номинальному размеру «вал – втулка» по таблице 4.2 в зависимости от условий работы. При точном центрировании втулки на валу выбираем поля допусков по размеру 24 для втулки H6, для вала m6:
Ø 24
4 Выполняем схему шпоночного соединения (рисунок 4).
Рисунок 4 – Схема полей допусков шпоночного соединения по ширине шпонки
5 Подсчитываем все размерные характеристики деталей шпоночного соединения и все данные представляем в виде таблицы 3.
Таблица 3 – Размерные характеристики деталей шпоночного соединения
Наименование Размера |
Номинальный размер, мм |
Поле допуска |
Допуск размера Т, мм |
Предельные отклонения, мм |
Предельные размеры, мм |
||
верхнее |
нижнее |
max |
min |
||||
Ширина паза вала Ширина паза втулки Ширина шпонки Глубина паза вала Глубина паза втулки Высота шпонки Диаметр втулки Диаметр вала Длина шпонки Длина паза вала Диаметр шпонки (для сегментных шпонок) |
6 6 6 6,5 2,8 9 24 24 38 38 22 |
N9 Js9 h9 Н12 Н12 h11 Н6 m6 h14 Н15 h12 |
0,030 0,030 0,030 0,150 0,100 0,090 0,013 0,013 0,62 1,2 0,210 |
0 +0,015 0 +0,150 +0,100 0 +0,013 +0,021 0 +1,2 0 |
-0,030 -0,015 -0,030 0 0 -0,090 0 +0,008 - 0,62 0 -0,210 |
6,0 6,015 6,0 6,65 2,9 9,0 24,013 24,021 38,0 39,2 22,0 |
5,97 5,985 5,97 6,35 2,8 8,91 24,0 24,008 37,38 38,0 21,79 |
-
Определяем предельные зазоры и натяги в соединениях
„шпонка – паз вала”:
Smax = ES – ei = 0 – (- 0,030) = 0,030 мм;
Nmax = es – EI = 0 – (- 0,030) = 0,043 мм;
„шпонка – паз втулки”:
S max = ES – ei = 0,015 – (- 0,030) = 0,045 мм;
N max = es – EI = 0 – (-0,015) = 0,015 мм;
в соединении по диаметру „вал – втулка”:
Smax = ES – ei = 0,013 – 0,008 = 0,005 мм;
Smin = EI – es = 0 – 0,021 = - 0,021 мм, т.е. Nmax = 0,021 мм.
-
Вычерчиваем эскизы шпоночного соединения и его деталей, которые представляем в приложении (рисунок 3).
Задание 5
Допуски и посадки шлицевых соединений
Исходные данные
1 Условное обозначение прямобочного шлицевого соединения:
b – 10 х 21 х 26x 3 .
Выполнение задания
1 Для шлицевого соединения b – 10 х 21 х 26x 3 .
Z = 10 - число шлицев;
D = 26 мм - наружный диаметр шлицевого вала;
d = 21 мм - внутренний диаметр шлицевого вала;
b =3 мм - ширина шлицев.
Центрирование прямобочного шлицевого соединения осуществлено по боковым сторонам зубьев.
-
Установим значения основных отклонений, допусков размеров и вычертить схемы полей допусков центрирующих и нецентрирующих элементов шлицевого соединения. Схема представлена на рисунке 8 приложения.
Для центрирующего элемента: Ø21
TD = 21 мкм (находим по таблице I); EI = 0 мкм (по таблице II);
ES= TD + EI = 21 + 0 = 21 мкм;
es = -20 мкм (по таблице III); Td = 21 мкм (по таблице I);