Кафедра метрологии, стандартизации и сертификации

 

 

КУРСОВАЯ РАБОТА

 

Расчёт и выбор посадок в типовых соединениях деталей машин

 

Содержание

 

Введение. 6

1 Расчет и выбор посадки с натягом. 7

1.1 Расчет посадки. 7

1.2 Выбор посадки. 10

2 Расчет и выбор посадки с зазором. 13

2.1 Расчет посадки. 13

2.2 Выбор посадки. 15

3 Расчет переходной посадки на вероятность получения зазоров и натягов. 17

4 Расчет и выбор гладких калибров для посадки с натягом. 20

4.1 Расчет калибра – скобы для вала. 20

4.2 Расчёт контрольных калибров…………………………………………………..21

5 Расчет и выбор посадки для шпоночного соединения. 23

6 Расчёт посадки подшипников качения. 26

7 Расчет и выбор посадки для шлицевого соединения. 29

8 Расчет размерных цепей. 33

8.1 Способ «а» (расчет на max и min) 32

8.2 Способ «б» (вероятностный расчет) 34

9 Нормирование точности гладких цилиндрических соединений. 37

9.1 Расчёт полей допусков в системе вала. 37

9.2 Расчёт полей допусков в системе отверстия. 37

Заключение. 39

Список использованных источников. 40

Приложения – Графическая часть

 

Введение

 

Взаимозаменяемость является одним из главных методов обеспечения качества, включающая в себя конструкторско-технологические методы:

- метод полной взаимозаменяемости;

- метод сборки (селективная взаимозаменяемость);

- метод неполной взаимозаменяемости;

- метод пригонки;

- метод сборки с применением компенсационных звеньев;

- метод сборки с применением компенсационных материалов путём введения деформирующих компенсаторов.

При изготовлении деталей любым способом нельзя обеспечить абсолютное совпадение их действительных размеров с размерами на чертеже. Отклонения от заданного размера появляются в результате неточностей станка, приспособления и инструмента, зависят от индивидуальных особенностей оператора и других причин.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, необходимо выдерживать каждый размер между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Для удобства указывают номинальный размер детали, а каждый из двух предельных размеров определяют по его отклонению от этого номинального размера. Все отклонения и допуски стандартизированы и зависят от номинального размера детали.

При сопряжении двух деталей взаимное влияние предельных размеров этих деталей определяют тип сопряжения, который называется посадкой. Ряд посадок на различные соединения деталей в машиностроении также стандартизован. Посадка ставится на рабочих чертежах деталей и узлов рядом с номинальными размерами сопряжения. В зависимости от требования к работе узла бывают посадки с зазором, переходные посадки, сочетающие зазор и натяг, и посадки с гарантированным натягом.

В технике взаимозаменяемость изделий подразумевает возможность равноценной (с точки зрения оговоренных условий) замены одного другим в процессе изготовления или ремонта. Чем более подробно и жестко нормированы параметры изделий, тем проще реализуется замена, но тем сложнее обеспечить взаимозаменяемость.

Целью курсовой работы является:

- научиться самостоятельно, применять полученные знания по дисциплине конструкторско-технологические методы обеспечения качества на практике;

- изучить методы и приёмы работы со справочной литературой и нормативной документацией.

.
1 Расчет и выбор посадки с натягом

 

Исходные данные:

Номинальный размер: D = d = 100 мм;

Внутренний диаметр вала: d₁ = 50 мм;

Наружный диаметр вала: d₂ = 200 мм;

Длина сопротивления: l = 65 мм;

Шероховатость поверхности зубчатого колеса: R_a2 = 1,25 мкм;

Шероховатость поверхности вала: Ra1 = 0,63 мкм;

Крутящий момент: М_кр = 256 H×м;

Материал вала: Чугун СЧ18–36;

Коэффициент Пуассона для вала: µ₁ = 0,25;

Модуль упругости вала: E₁ = 1·10¹¹ Н/м²;

Предел текучести вала: = 18·10⁷ Н/м²;

Материал колеса: Бронза АЖ9–4;

Коэффициент Пуансона для колеса: µ₁ = 0,33;

Модуль упругости колеса: E₂ = 0,9·10¹¹ Н/м²;

Предел текучести колеса:  = 20·10⁷ Н/м²;

Осевая сила: P = 17000 Н;

Коэффициент трения сцепления: f = 0,16;

Способ запрессовки – механический.

 

1.1 Расчет посадки

 

Определяем величину удельного контактного эксплуатационного давления Р_э при действии крутящего момента:

 

 

где  М_кр – вращающий момент, Н∙м;

d – номинальный диаметр соединения, м;

P– осевая сила, Н;

l – длина контакта, м;

f – коэффициент трения при продольном смещении деталей

 

Рассчитаем величину наименьшего расчетного натяга, исходя из условия, что поверхности сопрягаемых деталей предельно гладкие:

 

 

 

 

где   - коэффициенты Пуассона для металлов охватываемой и охватывающей детали.

 

 

Определяется величина наибольшего расчетного натяга:

 

 

где   - предельное допустимое контактное давление на поверхности вала или отверстия.

 

 

где   - условные пределы текучести или пределы прочности сопрягаемых отверстий и вала соответственно.

 

Величину наибольшего натяга рассчитываем по наименьшему значению

 

Определяем предельные монтажные натяги:

 

 

 

 

Для определения значения k, зависящего от квалитета, предварительно рассчитаем коэффициент а – число единиц допуска в допуске размера:

 

 

где  Т_ср – средний допуск;

 

 

 

где  D – расчетный диаметр;

d_i.min и d_i.max - предельные значения интервалов, в который попадает номинальный диаметр (по ГОСТ 25347-82 [2]).

 

По расчетному значению коэффициента «а» (таблица Г.2, стр. 130 [1]) устанавливается квалитет. Так как а = 45, то квалитет 9…10, значит К = 2, следовательно:

 

 

где  N _M.min и N _M.max – монтажные натяги.

 

1.2 Выбор посадки

 

Выбор посадки определяется по таблицам ГОСТ 25347-82 [2], исходя из:

 

 

 

Определяем предельные натяги:

 

 

Выбираем посадку

 

 

Проверяем условие правильности выбора посадки, т.е.:

 

 

Схема расположения полей допусков представлена в графической части к курсовой работе (лист 1).

Для построения схемы расположения полей допусков рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

 

(1.16)

 

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

 

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

 

 

Устанавливаем наиболее приемлемые технологические процессы окончательной обработки отверстия и вала, исходя из условий применения наиболее распространенных технологических процессов и обеспечения допусков выбранных квалитетов, требований к шероховатости обработанных поверхностей, которые устанавливаются по соответствующей справочной и технической литературе.

Отверстие  выполняется с допуском TD = 0,046 мм. Шероховатость обработанной поверхности назначена 0,8 мкм. Для обеспечения допусков выбранного квалитета применяем в качестве технологического процесса для окончательной обработки отверстия – шлифование круглое на внутришлифовальном станке.

Вал сплошной  выполняется с допуском Td = 46 мкм. Шероховатость обработанной поверхности назначена 0,8 мкм. Для обеспечения допусков выбранного квалитета применяем в качестве технологического процесса для окончательной обработки вала – шлифование круглое на внутришлифовальном станке.

Определяем силу прессования при механической запрессовке деталей. Необходимая сила пресса (при  = 0,15) определяется:

 

 

Контактное давление, соответствующее максимальному натягу (монтажному) выбранной посадки, будет равно:

 

 

 

Эскизы сопрягаемых деталей представлены в графической части к курсовой работе (лист 2).

 

 

2 Расчет и выбор посадки с зазором

 

Исходные данные:

Номинальный размер: D = d = 60 мм;

Длина подшипника: l = 42 мм;

Частота вращения вала: n =1000 мин^-1;

Радиальная нагрузка на подшипник R = 2 кН;

Смазка масло – И45А;

Динамическая вязкость µ = 0,036 Па·с;

Шероховатость вала R_a1 = 1,6 мкм;

Шероховатость отверстия R_a2 = 3,2 мкм.

 

2.1 Расчет посадки

 

Определяется скорость вращения вала:

 

 

где  d – номинальный диаметр сопряжения, мм;

n – частота вращения вала, об/мин.

 

 

Определяется величина относительного зазора ψ:

 

 

где  V – скорость вращения.

 

Определяется величина оптимального зазора в подшипнике, которая принимается среднее значение:

 

 

Определяем угловую скорость ω:

 

 

Определяется среднее давление на опору:

 

 

где  R – радиальная нагрузка на подшипник, Н;

d – номинальный диаметр, мкм;

l – длина подшипника, мкм.

 

Определяется коэффициент несущей способности (нагруженности) С_R:

 

 

где  µ - динамическая вязкость, определяется по таблице Д.1 [1., стр. 138].

 

Определяется величина относительного эксцентричного подшипника χ по таблице Д.2 [1, стр. 140] в зависимости от λ и С_R:

 

 

Определяется толщина масляного слоя :

 

 

Определяется надежность жидкостного трения без учета погрешностей формы и перекосов:

 

 

Определяется коэффициент жидкостного трения:

 

 

Так как  то запас погрешности жидкостного трения удовлетворяет необходимым требованиям.

Таким образом, устанавливается оптимальная величина зазора и принимается за среднее значение

 

2.2 Выбор посадки

 

Чтобы срок службы соединения был наибольшим и затраты на изготовление деталей минимальный, посадки следует выбирать так, чтобы средний табличный зазор  был близким к оптимальной величине зазора  расчетной и принятой за среднее значение.

Оптимальной величине зазора соответствует посадка  в системе отверстия,  для которой средний табличный зазор

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

 

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

 

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

ТD = ES – EI                                                     (2.15)

ТD = 0,076 – 0,030 = 0,046= 46 мкм,

 

Td = es – ei                                                         (2.16)

Td = 0 – (-0,019) = 0,019= 19 мкм.

 

Рассчитаем S_min и S_max:

 

 

 

Рассчитаем средний зазор:

 

 

Рассчитаем допуск посадки:

 

 

Схема расположения полей допусков представлена представлена в графической части к курсовой работе (лист 3), а эскиз сопрягаемых деталей и в графической части к курсовой работе (лист 4), эскизы вала и отверстия представлены в графической части к курсовой работе (лист 5).

 

 

3 Расчет переходной посадки на вероятность получения зазоров и натягов

 

Исходные данные:

Номинальный диаметр d = D = 30 мм;

 

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

 

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

 

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

ТD = ES – EI                                                     (3.5)

ТD = 0,039 – 0 = 0,039 = 39 мкм,

 

Td = es – ei                                                      (3.6)

Td = 0,025 – 0,009 = 0,016 = 16 мкм.

 

 

Рассчитаем N_max и S_max:

 

 

 

Определение среднего натяга – зазора:

 

 

Определяем среднее квадратичное отклонение (СКО) зазора-натяга:

 

 

Определяем предел интегрирования функции Ф(z) при N_i = 0:

 

 

В зависимости от z, Ф(z) = 0,1368, по таблице 3.1 [1, стр. 29].

 

Рассчитаем вероятность получения соединения с зазором и натягом:

 

 

Находим процент соединения с зазором:

 

Р_S = 100 · 0,6368 = 63,68 %.

 

Находим процент соединения с натягом:

 

Р_N = 100 – 63,68 = 36,32 %.

 

Рассчитаем вероятностные величины натягов и зазоров:

 

 

 

Координата распределения вероятности появления зазоров-натягов при  (т.е. Z = 0) определяется по формуле:

 

 

Таким образом, при сборке 63,68% (885 из 1000) получены с зазором и 36,32% (115 из 1000) будут с натягом.

Схема расположения полей допусков представлена в графической части к курсовой работе (лист 6), а графическое изображение нормального закона распределения вероятностей представлена в графической части к курсовой работе (лист 7).

 

4 Расчет и выбор гладких калибров для посадки с натягом

 

Исходные данные:

Номинальный диаметр d = D = 40 мм;

Тип соединения – зазором;

Тип калибра –скоба;

 

 

Из ГОСТ 24853-81 [3] выбираем допуски отклонений для калибров и введем данные в таблицу 1.

 

Таблица 1 – Допуски отклонений для калибров

В микрометрах

Для Н7	Для u7
z = 3,5	z1 = 3,5
y = 3	y1 = 3
H = 4	H1 = 4
HS = 2,5	Hp = 1,5

 4.1 Расчет калибра – пробки для отверстия

 

4.2 Расчет контрольных калибров

Контрольный проходной новый:

 

 

 

Контрольный проходной изношенный:

 

 

Контрольный непроходной:

 

 

Схема расположения полей допусков калибров представлена в графической части к курсовой работе (лист 8), обозначение исполнительных размеров калибров представлено в графической части к курсовой работе (лист 9).

 

 

 

5 Расчет и выбор посадки для шпоночного соединения

 

Исходные данные:

Номинальный диаметр вала: d = 80 мм;

Обозначение полей допусков ширины шпонки h9 ;

Паза вала Р9 ;

Паза втулки P9 ;

Посадка зубчатого колеса по диаметру вала  . 

 

Решение

Сечение призматической шпонки b х h определяется по ГОСТ 23360-78 [5] в зависимости от заданного диаметра вала. Для d = 80 мм по указанным стандартам имеем: b = 22 мм, h = 14 мм. В этой же таблице даны размеры глубины паза вала t₁ = 9 мм и глубины паза втулки t₂ = 5,4 мм.

Согласно исходных данных можно записать следующие посадки:

- паз вала – шпонка по размеру

- паз втулка – шпонка по размеру

При нахождении предельных отклонений симметричного поля допуска, каким является P9, учитывается примечание к таблице значений основных отклонений по ГОСТ 25346-89 [6]. Согласно этому примечанию, во всем диапазоне размеров предельные отклонения для D =  IT/2 для квалитетов с 7-го по 11 округляется. Если IT нечетное, то замена производится ближайшим меньшим четным числом. Поэтому допуск IT₂₈ =87 мкм заменяется четным меньшим числом 86 мкм.

Дальнейшее решение задачи удобнее и нагляднее выполнить, построив схему расположения полей допусков заданных сопряжений:

- для сопряжения паз вала – шпонка

- для сопряжения паз втулка – шпонка

 

Такая схема представлена в графической части к курсовой работе (лист 10).

Согласно схеме в графической части (лист 10) имеем.

Предельные размеры на ширину шпонки:

 

 

 

Предельные размеры на ширину паза вала:

 

 

 

Предельные размеры на ширину паза втулки:

 

 

 

Предельные зазоры, натяги в сопряжении паз вала – шпонка :

 

 

 

Предельные зазоры, натяги в сопряжении паз втулка – шпонка :

 

 

Предельные отклонения глубины пазов и размеров, связанных с глубиной паза, регламентированы ГОСТ 23360-78 [5] и определяются в зависимости от высоты шпонки h. Для h = 12 мм по указанным стандартам имеем:

Предельные отклонения для t₁ = ^+0,2_;

d – t₁ =^+0,2 .Предельные отклонения t₂ или d + t₂ = ^+0,2

Эскиз сопрягаемых деталей представлен в графической части к курсовой работе (лист 11).

Эскизы поперечного сечения вала и отверстия представлены в графической части к курсовой работе (лист 12).

 

6 Расчет посадки для подшипников качения

 

Из альбома заданий ВСТИ были выбраны согласно заданию варианта 6 исходные данные:

Подшипниковый узел (корпус-подшипник-вал) – 15-16-12;

По ГОСТ 8338-75 [7] по номинальным размерам, указанным на чертеже выбираем стандартные параметры подшипника. Этим параметрам соответствует подшипник № 207, легкой серии d2, узкой серии 0, у которого стандартизованы следующие партии:

Номинальный диаметр внутреннего кольца d = 35 мм;

Наружный диаметр наружного кольца D = 72 мм;

Ширина подшипника В = 17 мм;

Ширина фаски r = 2,0 мм;

 

Решение:

По таблице 5.4 ([1, стр. 56] рекомендуемые посадки для колец при местном нагружении) выбрал посадку для наружного кольца с отверстием , так как нагружение с ударами и вибрацией; перегрузка до 300%, и посадочный диаметр до 80 мм.

Согласно ГОСТ 520-2002 [4], нижнее отклонение наружного кольца подшипника равно -12, верхнее - равно 0, а согласно ГОСТ 25347-82 [2], верхнее отклонение диаметра отверстия корпуса равно +13, нижнее – равно -13.

Для построения схемы расположения полей допусков посадки наружного кольца с отверстием, рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

 

(6.2)

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

 

 

Рассчитаем наибольший табличный зазор по формуле: 

 

 

Рассчитаем наибольший табличный натяг по формуле:

 

 

Схема расположения полей допусков посадки наружного кольца с отверстием представлена в графической части к курсовой работе (лист 13).

По ГОСТ 25347-82 [2] определила предельные отклонения размеров посадок внутреннего кольца с валом .

Согласно ГОСТ 520-2002 [4], нижнее отклонение внутреннего кольца подшипника равно 0, верхнее – равно –15. Согласно ГОСТ 25347-82 [2] верхнее отклонение диаметра отверстия корпуса равно 0, нижнее – равно -10.

Для построения схемы расположения полей допусков посадки внутреннего кольца с валом рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

(6.10)

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

 

 

Рассчитаем наибольший табличный зазор по формуле: 

 

 

Рассчитаем наибольший табличный натяг по формуле:

 

 

Схема расположения полей допусков посадки внутреннего кольца с валом представлена в графической части к курсовой работе (лист 14).

Эскизы отверстия , шпонки и вала представлены в графической части к курсовой работе (лист 15).

Эскизы подшипникого узла представлен в графической части к курсовой работе (лист 16).

 

7 Расчет и выбор посадки для шлицевого соединения

 

Исходные данные:

Условное обозначение основных размеров вала - z×d×D => 8×42×46.

 

Решение:

Находим размер «b» из таблицы 7.6 [1, стр. 68] в разделе «легкая серия» для z×d×D => 8×42×46. Он составляет b = 8 мм. В этой же строке отмечено, что значение d должно быть не менее 40,4.

По указанным выше стандартам обозначения шлицевых соединений должны содержать: букву, указывающую поверхность центрирования, число зубьев и номинальные размеры d, D, b с указанием посадок после соответствующих размеров.

В соответствии с этим запишем:

 

D – 8 × 42 × 46  5  

 

Расшифровка

Имеем прямобочное шлицевое соединение с центрированием по наружному диаметру D, число зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 42 мм, наружным диаметром D = 46 мм с посадкой по диаметру центрирования , с шириной зуба b = 8 мм и посадкой по размеру b:  .

 

Обозначение шлицевого вала:

 

d - 8×42 h7 ×8 f7.

 

Обозначение шлицевого отверстия:

 

D - 8×42H7 ×8 F8.

 

Расшифровка

Имеем прямобочный шлицевой вал с центрированием по наружному диаметру D, числом зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 40,4 мм, наружным диаметром D = 46 мм полем допуска по наружному диаметру f7, ширина зуба

b = 8 мм и полем допуска по размеру b: f7.

Предельные отклонения и допуски на диаметры, и ширину зуба находим по ГОСТ 25347-82 [2].

Найдем отклонения и допуски по квалитетам для посадки   .

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

ТD = ES – EI (7.5)

ТD = 0,025 – 0 = 0,025 = 25 мкм,

 

Td = es – ei (7.6)

Td = 0 – (–0,025) = 0,025 = 25 мкм.

 

Рассчитаем S_max:

 

Поле допуска нецентрирующего диаметра d =42мм при центрировании по D в таблице 7.1[1, стр.65] не установлено. Схема расположения полей допусков посадки    представлена в графической части к курсовой работе (лист 17).

Найдем отклонения и допуски по квалитетам для посадки 8 .

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

ТD = ES – EI (7.13)

ТD = 0,028 – 0,010 = 0,018 = 18 мкм,

 

Td = es – ei (7.14)

Td = -0,010 – (-0,022) = 0,012 = 12 мкм.

 

Рассчитаем S_min и S_max:

 

Схема расположения полей допусков посадки 8  представлена в графической части к курсовой работе (лист 18).

Согласно схемам, представленным в графических частях 13 и 14, определяем предельные размеры по диаметрам и ширине зуба:

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

ТD = ES – EI (7.25)

ТD = 0,028 – 0,010 = 0,018 = 18 мкм,

 

Td = es – ei (7.26)

Td = -0,010 – (-0,022) = 0,032 = 12 мкм.

 

Рассчитаем S_min и S_max:

 

Для диаметра d согласно отмеченного ранее имеем: dmin ≥ d₁ = 40,4 мм.

Эскизы сопряжения деталей шлицевого соединения и поперечного сечения деталей (вала и отверстия) представлены в графической части к курсовой работе (листы 19)

Эскизы исполнения шлицевого соединения представлены в графической части к курсовой работе (лист 20).

 

8 Расчет размерных цепей

 

Исходные данные:

А₁ = 140 js14

А₂ = 360 h14

А₃ = 71 js14

 

Решение

Составляем схему размерной цепи. Замыкающим звеном этой размерной цепи является осевой размер, получающийся последним в результате изготовления. Таким размером является осевой размер утолщения валика.

По ГОСТ 25346-89 [6] находим величины допусков и отклонений звеньев и наносим их на схему:

 

А₁ = ; А₂ = ; А₃ = .

 

Выявляем увеличивающие и уменьшающие звенья размерной цепи. Зададим замыкающему звену направление стрелкой налево, используя правило обхода по замкнутому контуру устанавливаем, что звенья А₁ и А₃ уменьшающие (направление стрелок обхода по контуру совпадает с направлением стрелки замыкающего звена), а звено А₂ – увеличивающее.

 

8.1 Способ «а» (расчет на max и min)

 

Номинальное значение замыкающего звена:

 

где   - увеличивающее j-е составляющее звено размерной цепи А;

                  - уменьшающее j-е составляющее звено размерной цепи А;

n – количество увеличивающих звеньев;

р – количество уменьшающих звеньев.

 =360– (140 + 71) = 149 мм.

 

Определяем допуски:

 

 = ES – EI (8.2)

 = 0,500 – (-0,500) = 1,00 мм = 1000 мкм,

 = 0 – ( - 0,140) = 0,140 мм = 140 мкм,

 = 0,370 – ( - 0,370) = 0,370 мм = 370 мкм.

 

Допуск замыкающего звена по формуле (8.3) с учетом того, что для линейных размерных цепей  = 1:

 

 

где   – общее количество составляющих звеньев n+p=m-1.

 

 

Верхнее отклонение замыкающего звена:

 

 

Нижнее отклонение замыкающего звена:

 

 

Проверка:

Отклонения определены правильно.

Предельные отклонения замыкающего звена:

 

 

 

Размер замыкающего звена:  мм.

Эскиз размерной цепи (расчёт на max-min) представлен в графической части у курсовой работе (лист 22).

 

 

8.2 Способ «б» (вероятностный расчет)

 

Номинальное значение замыкающего звена вычисляется по формуле (8.1) и было определено выше

Допуск замыкающего звена:

 

 

где  для нормального закона распределения.

 

 

Координату середины поля допуска замыкающего звена найдем по формуле (8.9), предварительно определив координаты середин полей допусков составляющих звеньев. Схемы полей допусков составляющих размеров размерных цепей представлены в графической части к курсовой работе (лист 21).

 

 

Верхнее отклонение замыкающего звена:

 

 

Нижнее отклонение замыкающего звена:

 

Предельные размеры замыкающего звена находим по формуле (8.6) и (8.7):

 

Размер замыкающего звена  мм.

Эскиз размерной цепи (вероятностный расчёт) представлен в графической части к курсовой работе (лист 23).

 

 

9 Нормирование точности гладких цилиндрических соединений

 

9.1 Расчёт полей допусков в системе отверстия

 

Выбор посадки определяется по таблицам ГОСТ 25347-82 [2]:

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

мм                         (9.2)

 

Для построения схемы расположения полей допусков, выбранной посадки,  рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

 

Так как предельные диаметры вала меньше предельных диаметров отверстия значит посадка с зазором:

 

Схема расположения полей допусков в системе отверстия представлена в графической части к курсовой работе (24).

 

9.2 Расчёт полей допусков в системе вала

 

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для отверстия:

 

мм                (9.10)

Для построения схемы расположения полей допусков, выбранной посадки,  рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

 

(9.10)

 

Определяем допуски отверстия и вала:

 

 

Так как предельные диаметры вала меньше предельных диаметров отверстия значит посадка с зазором:

 

 

Схема расположения полей допусков в системе вала представлена в графической части к курсовой работе (лист 25).

Эскизы сопрягаемых деталей, отверстия, вала соответственно представлены в графической части к курсовой работе (лист 26,27,28).

 

 

Заключение

 

В данной курсовой работе проведены все необходимые расчеты, которые требуются по заданию.

В процессе выполнения курсовой работы были выполнены следующие этапы и получены результаты:

- при выборе допусков и посадок типовых соединений деталей машин были учтены конструктивные особенности механизмов и условия их работы;

- пользуясь методиками, проведены расчёты и выбор предельных значений натягов в посадках с гарантированным натягом, а также в посадках с гарантированным зазором;

- выполнен расчет вероятности получения зазоров или натягов в переходных посадках;

- для контроля отверстия в посадке с натягом рассчитаны параметры гладкого предельного  калибра-пробки;

- выполнен расчёт посадок шлицевого соединения, учтено его конструктивное исполнение;

- рассчитаны посадки колец подшипника с валом и корпусом, выбран подшипник по присоединительным размерам;

- назначены отклонения формы посадочных поверхностей и шероховатостей на сопрягаемые детали;

- выполнен расчёт посадок шпоночного соединения, учтено его конструктивное исполнение.

Список использованных источников

 

1 Третьяк, Л.Н. Практикум по дисциплине «Взаимозаменяемость»: учебное пособие / Л.Н. Третьяк, А.С. Вольнов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Оренбург: ООО «НикОс», 2011. – 240 с.

2 ГОСТ 25347-82. Поля допусков и рекомендуемые посадки. – Введ. 01.01.82. – М.: Издательство стандартов 1982. – 52с.

3 ГОСТ 24853-81. Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски –Введ. 01.01.83. – М.: издательство стандартов, 1982. – 7 с.

4 ГОСТ 520-2002. Подшипники качения. Общие технические условия – Введ. 01.07.2003. – М.: Издательство стандартов, 2003. – 67 с.

5 ГОСТ 23360-78. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки –  Введ. 01.01.80. – М.: Издательство стандартов, 1985. – 16 с.

6 ГОСТ 25346-89. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений – Введ. 01.01.90. – М.: Издательство стандартов, 1992. – 31 с.

7 ГОСТ 8338-75. Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры. – Введ. 01.06.76. – М.: Издательство стандартов, 2003. – 12с.

 

Скачать: 11ukbop-kanshin-v.v.rar